BOMBAS Selección, uso ymantenimiento

Kenneth J. McNaughtonY

el cuerpo de redactores de Chemical Engineering

TraducciónFrancisco G. NoriegaContador Público yPerito Traductor

Revisión TécnicaJosé Hernán Pérez CastellanosIngeniero IndustrialEscuela Militar de IngenierosProfesor Titular, ESIME, IPN

[C.U.C.E.I.

L

McGRAW-HILL

MÉXICO l BUENOS AIRES l CARACAS l GUATEMALA l LISBOA l MADRID l NUEVA YORKPANAMÁ l SAN JUAN l SANTAFÉ DE BOGOTA l SANTIAGO l SAO PAULO

AUCKLAND l HAMBURGO l LONDRES l MILÁN l MONTREAL l NUEVA DELHI l PARíSSAN FRANCISCO l SINGAPUR l ST. LOUIS l SIDNEY l TOKIO l TORONTO

Contenido

Introducción

Sección 1. Selección, diseño y estimación de costos

Selección de la bomba adecuadaRequisitos de las bombas para industrias de procesos químicos (IPQ)Selección de las bombas para reducir costos de energíaSelección de las bombas para industrias de procesos químicos (IPQ)Ahorro de energía y costos en sistemas de bombeoEl gas inerte en el líquido perjudica el rendimientoConsideración de los gases disueltos para el diseño de la bombaEstimación de costos de bombas centrífugas y motores eléctricosLas unidades motrices de velocidad variable pueden reducir los costos de bombeo

Sección II. Bombas centrífugas

Bombas centrífugas y factores hidráulicos del sistema 71

Análisis de circuitos de bombas ‘centrífugas 96

Dimensionamiento de bombas centrífugas para servicio seguro 102

Sistemas de recirculación para enfriar bombas centrífugas 105

Selección de una bomba centrífuga 110

Manera de lograr un funcionamiento sin problemas de las bombas centrífugas 117

Diagnóstico de problemas de bombas centrífugas: Parte I 122

Diagnóstico de problemas de bombas centrífugas: Parte II 127

Dia,gnóstico de problemas de bombas centrífugas: Parte III 135

Efectos de las variaciones dimensionales- en las bombas céntrífugas 139

Sistemas de derivación para bombas centrífugas 147

Sección III. Bombas de desplazamiento positivo

Bombas reciprocantesBombas dosificadoras de diafragma

vii

31626304348556165

153174

Vi CONTENIDO

Selección y aplicación de bombas rotatorias de desplazamiento positivoPrevención de la cavitación en bombas rotatorias de eneranesCómo calcular el tamaño de los amortiguadores de pulsaciones para bombas reclprocantes

Sección IV. Aplicaciones especiales

Bombas exentas de fugas para industrias de procesos químicosBombas centrífugas hechas de plástico para servicio corrosivoFluoruro de polivinilideno para bombas resistentes a la corrosiónSelección y aplicación de bombas para pastas aguadasNúmero de Miller: medida de la abrasividad por pastas aguadasDosificación con bombas de engranesFactores básicos de bombas dosificadoras reciprocantesBombas para aguas negras industrialesFuncionamiento de bombas de engranes y de tornillo en aplicaciones con polímerosVálvula de control versus bomba de velocidad variableSelección y aplicación de bombas de impulsor flexible

Sección V. Unidades motrices, sellos, empaquetaduras y tuberías

Selección de la unidad motriz de velocidad ajustable 2 9 9Unidades motrices con motor neumático para bombas pequeñas 3 1 5Corrección de fallas de sellos y cojinetes en bombas para proceso 3 1 9Por qué fallan los sellos mecánicos 3 2 3Localización de fallas en sellos mecánicos 3 2 7Selección e instalación de sellos mecánicos 3 3 8Selección e instalación de empaquetaduras mecánicas 3 4 5Diseño de tuberías para las condiciones de succión 3 5 4Diseño de tuberías para las condiciones de descarga 3 6 2Índice 371

1 9 32 0 62 1 1

2 2 32 3 02 3 42 3 72 4 42 4 92 5 52 6 62 7 42 8 42 8 9

Introducción

En los primeros años de esta década hubo una fuerte recesión en la industria química.Hubo que despedir ingenieros y cerrar plantas. La industria tuvo una serie de cam-bios. Se aceleró el empleo de computadoras. La biotecnología se volvió un términoclave. El afán en busca de eficiencia y economía empezó a dar dividendos. Para me-diados de 1984, habían mejorado las perspectivas para la industria de procesos quí-micos.

Pero subsiste el aspecto básico. El público todavía necesita productos químicos yla industria todavía necesita bombas, y se necesitan bombas para efectuar el trabajoadecuado. Además, hay que conservar la energía y energéticos.

Esta obra se publicó originalmente en un momento crítico para la industria de pro-cesos químicos y en ella se han reunido los mejores datos disponibles y necesarios,redactados por las personas especializadas, para que las bombas se paguen por sí solasen una planta.

En esta serie de obras compiladas por Chemical Engineering se presenta un libro ex-clusivo para bombas, con artículos seleccionados, publicados en los últimos años.

La primera sección, que trata de la selección, diseño y costos de las bombas, apare-ce al principio del libro. Si hay la posibilidad de cometer errores, es preferible quesean sobre papel y no con acero inoxidable o Teflon. Después se presentan seccionescon los aspectos básicos de las bombas centrífugas y las bombas de desplazamientopositivo, con todo lo que usted desea o necesita saber, sin hacer demasiadas pregun-tas. La sección destinada a aplicaciones especiales quizá incluya una situación especí-

. . .VI CONTENIDO

fica en su planta o, cuando menos, puede darle algunas indicaciones iniciales. Tampocose han olvidado las unidades motrices, sellos, empaquetaduras y tuberías.

Esta obra incluye todo lo relacionado con la tecnología de las bombas para indus-trias de procesos químicos. Información que puede ahorrarle mucho tiempo, energíay dinero.

Sección 1Selección, diseño yestimación de costosSelección de la bomba adecuadaRequisitos de las bombas para industrias de procesos químicos (IPQ)Selección de las bombas para reducir costos de energíaSelección de las bombas para industrias de procesos químicos (IPQ)Ahorro de energía y costos en sistemas de bombeoEl gas inerte en el líquido perjudica el rendimientoConsideración de los gases disueltos para el diseño de la bombaEstimación de costos de bombas centrífugas y motores eléctricosLas unidades motrices de velocidad variable pueden reducir los costos de bombeo

Selección de la bombaadecuadaLa selección de la bomba adecuada para cualquier aplicación entre lamultitud de estilos, tipos y tamaños puede ser difícil para el usuario o elcontratista de construcción. El mejor método es hacer investigacionespreliminares, llegar a decisiones básicas y selecciones preliminares y analizarla aplicación con el proveedor de la bomba.

Richard F. Neerken, Ralph M. Parsons Co.

La clave para hacer la selección correcta de la bomba sabilidad de la elección de la bomba está en manos delradica en el conocimiento del sistema en que trabajará representante del proveedor, puede serle difícil o impo-la bomba. El ingeniero que especifica una bomba puede sible determinar los requisitos totales de la operación.hacer una selección errónea por no haber investigado los Por ello, si la primera regla para la selección de la bom-requisitos totales del sistema ni determinar cuál debe ser ba es el conocimiento completo del sistema ¿cómo se pue-el rendimiento de la bomba. Además, cuando la respon- de lograr? En la industria de procesos químicos, el punto

6.0

5.0

4.0

1 .o0.90.80.70.6

0.2.300 400 500 700 1000 2 000 3000 4 ooo 6 000 10000 20 000 30 000 60 000

Ve loc idad espec í f i ca , Ns

N =Ns /-pta

HW N = rev/min H = CargalftD,= D

Ja0 = Flujo, gpm D = Diámetro, in.

Fig. 1 La gráfica de velocidad específica es una gran ayuda en la selección preliminar de bombas centrífugasde una velocidad

3 de abril de 1978

4 SELECC@N, DISEfiO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Tabla I Selección de bomba para el problema de lafigura I

Capacidad, gpm 500 Densidad relat iva a temp. .a

Carga total , f t 350 Viscosidad a temp. 0.9 C f’

Temperatura, “F fí0 N P S H disponible, ft 20

Fabricante IAlBlC

Modèlo o tamaño ] 3 x4x104] 4x 6% lOhl3X4-% IINo. de etapas 1 1 1

Velocidad, rpm 3570 3 5 7 0 3 5 5 0

Eficiencia, % 1 7f 1 61 1 -69hp al frenoen punto especificado

al final de la curva

54.8 'X7.5 56.4

63 95 7 0

NPSH requerida, ft 18 9 1 3Diám. de impulsor;nominal/máx., in 9+/ros 9$/10$ 9% /IICosto: bomba cqn unidadmotriz 6 000 6500 5500

Evaluación de potencia 0 + 6,338 + 573Base de costo de potencia

3 d por kWhWOO h/año

2 años, $ 1 9 , 623 25,962 20,196

Tabla ll. Selección de bomba para el problema demhxima NPSH descrito en el texto

Capacidad, gpm 500 Densidad relativa a temp. x

Carga total, ft 35-o Viscosidad a temp. 06 c?

Temperatura, “F s N P S H disponible, f t I/ar;@s

Fabricante x Y z

Modelo o tamaño 3r4& 3%4X ll 4%6X16%No. de etapas

Velocidad, rpm

Eficiencia, %

2 r I

35,5yo 3 , 5 7 0 3 , 5 7 071 69 61

5NPSH requerida, ft

Diám. de impulsor;nominal/máx., in 95/104 92 /ll 9-$/10%Costo: bomba con unidadmotriz 6 000 5500 6 500

I 1

Evaluación de potencia 0 I +573 1 ~6338I I I

Base de costo de potencia3 1 Dar kWh-a oòo h/año

‘2.años. $ / 19 623 / 20 1 9 6 / 25 962

de partida son las hojas de flujo del proceso y los diagra-mas de tubería e instrumentos.

Cuando las bombas tienen la succión en recipientes,tambores o domos y con altura variable encima de la bom-ba, el ingeniero en bombas debe encontrar la altura óp-tima y coordinar los requisitos para la bomba, encooperación con otros ingenieros encargados del diseñode los recipientes o cimentaciones. Si la bomba se va ainstalar en un sumidero o en una fosa, los factores esen-ciales incluyen el tamaño correcto de la fosa, los requisi-tos de flujo cuando el líquido se aproxima a la bombay la ubicación de ella en la fosa, con espaciadores y pla-cas desviadoras adecuadas, si se requieren.

Cuando la pérdida por fricción en un aparato o la tu-bería es parte importante de la carga total, el ingenieroespecialista podrá influir hasta cierto grado en la selec-ción de la caída permisible de presión. A menudo, comocuando se trata de ahorrar en el costo inicial, el diseña-dor de la tubería puede proyectarla de un tamaño queproduzca gran caída de presión. Esto requeriría una bom-ba de mucha más potencia que la requerida para un tu-bo más grande. El caballaje consumido por una carga máselevada se debe evaluar con cuidado, porque represen-tará siempre costos más altos en toda la duración de lab o m b a .

Los líquidos volátiles, calientes, viscosos, las pastasaguadas y las soluciones cristalinas requieren métodos

más cuidadosos para la selección. Se deben tener en cuen-ta bombas de eje (flecha) horizontal o vertical junto conel tipo: centrífuga, rotatoria, de turbina, alta velocidado baja velocidad. La especificación de los materiales com-patibles con los líquidos que se bombean es un requisitoque salta a la vista; pero a veces se olvida que quizá nohaya disponible un estilo o tipo particular de bomba o ’que no resultará económica si es de ciertos materiales es-peciales. Los tipos de unidades motrices, sus mecanis-mos, acoplamiento, engranes y sellos también intervie-nen en la decisión final. Este trabajo requiere estrechacooperación entre el usuario y el proveedor en cuanto arequisitos y disponibilidad.

La velocidad específica como guía

En el Hydraulic Institute Handbook’ y en otros ma-nuales bien conocidos2x3 y en otro artículo del autor,4aparece el número adimensional, velocidad específica

en dónde N, = velocidad específica, N = velocidad derotación, Q = capacidad y H = carga (columna).

Esto ayuda a determinar la capacidad de todas las bom-bas centrífugas.

SELECCIÓN DE LA BOMBA ADECUADA 5

Tabla III Selección de bomba para el problema dealta presión

Capacidad, gpm ?.&I- Densidad relativa a temp. &!!-

Carga total, ft d 6Zá Viscosidad a temp. 0.~ cr

Temperatura, ‘F ll0 NPSH disponible, f t t0

Fabricante IAl3dcl P

Eficiencia, % --T 67.5 1 68 1 62 1 90hp al frenoen punto especificado

al final de la curva

216 2 1 5 2 3 5 26.7

2 3 8 254 250 M¿r. 2 0 0

~Co?o:,bomba ‘On with 50,000 70,000 35,000 65;oOO

. ,. .._,.,- , -,-.-Base de costo de potencia

l1 T

3 d por kWhT

Una nueva gráfica (Fig. 1) derivada de las antiguas,”pero adaptada para uso con bombas expresa la capaci-dad en gal/min, o sea el caudal en sistema inglés. Estagráfica, cuando la industria adopte por completo el “SI”,se puede convertir a unidades métricas. Algunos de lossiguientes ejemplos se relacionan con la figura 1 y se in-dica el modo de utilizarla.

Selección para mayor eficiencia

La mayoría de las bombas de proceso en uso son cen-trífugas. La eficiencia de la bomba tiene un lugar pro-minente entre los factores que se deben considerar. Enun esfuerzo por reducir el costo inicial, a menudo se se-leccionan bombas que no representan el diseño más eli-ciente para un servicio dado. iSe debe dejar la elecciónde la eficiencia al fabricante de la bomba? Desde luego,el usuario le debe dar alguna orientación respecto a loscostos de energía y métodos para recuperación de la in-versión.

En la figura 2 se ilustra una bomba típica para alimen-tación, que tiene la succión en un tanque, bombea a tra-vés de un intercambiador de calor y de una válvula decontrol hacia un reactor o recipiente para proceso. Su-póngase una temperatura ambiente normal, líquido lim-pio que no sea volátil ni tóxico, una amplia carga netapositiva de succión (Net Positive Suction Head, NPSH), nin-

1 10°F, densidadrelativa 0.88

Fig. 2 Diagrama de flujo del sistema sencillo,analizado en el texto

gún contenido de sólidos, viscosidad más o menos comola del agua; en otras palabras, un sistema lo más sencilloque sea posible. En teoría, se podría empezar con el su-puesto de un motor de 60 Hz con velocidad de 3 550 rpmy hallar la velocidad específica (981 rpm) de esa bombaen la figura 1. En forma similar, se pueden encontrar enla figura 1 el diámetro específico D, y la eficienciacalculada (72 %) con lo que se tendrían una bomba cen-trífuga de una etapa o paso, de 3 550 rpm, con impulsorde 8.53 in de diámetro y una eficiencia total de 72 %

En realidad, todo lo anterior sería conocido para elusuario 0 el contratista con experiencia y no se necesita-rían esos cálculos. Se podrfa especificar con confianza unabomba de una etapa y un cálculo empírico de la poten-cia sobre la base de 70% de eficiencia no estaría muy erra-do. En la tabla 1 se indica cómo seleccionarían tresfabricantes distintos una bomba para esas condiciones.Las variaciones en el tamaño y la eficiencia se deben aque cada fabricante trata de escoger, en su línea normal,la bomba que mejor cumpla con los requisitos del com-prador. En la parte inferior de la tabla se indica cómose podrían evaluar estas selecciones sobre la base de uncosto supuesto de 3 centavos de dólar por kWh y un tiem-po de amortización de dos años.

Selección de bombas paralíquidos volátiles

Con un ejemplo similar, pero con el supuesto de queel líquido estará a su presión de vapor o cerca de ella yalmacenado en una esfera o tambor en vez de un tanqueatmosférico, se describirá la selección de la bomba conbase en la NPSH.

Por lo general, para el flujo en ese proceso se suponeque habrá equilibrio entre el líquido y el vapor en el tam-bor o domo de succión. Este método muy conserva-dor producirá un cálculo sin peligro. La fórmula para laNPSH disponible (NPSH), de la bomba es:

(NPSH), (pies delíquido) =

(P, - &)2.31densidad

relativa+ 4 - b (1)

6 SELECCION, DlSEfiO Y ESTIMAClON DE COSTOS

en donde P, = presión de succión, psi; Pvp = presión devapor, psi; densidad relativa = la del líquido a la tem-peratura de la bomba; h, = carga estática, ft y /zfi =pérdida por fricción en la tubería de succión, ft.

Por tanto, la (NPSH), es una función de la carga está-tica del recipiente encima de la bomba, menos la fricciónen el tubo de succión, porque se ha supuesto que PS esigual a pu@. En las referencias aparecen más datos de laNPSH.

El usuario debe especificar la NPSH disponible parala bomba. El fabricante no puede conocer todos los deta-lles del sistema del usuario ni presentar una cotizacióncon opciones para distintas bombas que requieren NPSHdiferentes. El ingeniero debe estudiar los aspectos eco-nómicos de una colocación más elevada del tambor de suc-ción o, quizá, aumentar el tamaño de la tubería de suc-ción para aminorar las pérdidas por fricción, a fin de llegara un valor realista de NPSH para el sistema dado.

Supóngase que el ingeniero sugiere 10 ft desde el niveldel piso hasta el nivel más bajo de líquido en el tamborde succión. La NPSH es de unos ti ft, con base en unabomba con la línea de centros del impulsor a 2 ft sobreel piso y con una pérdida de 1.7 ft en la tubería de suc-ción de 6 in. Le parece que ese valor de NPSH es bajo,por lo cual también tiene en cuenta alturas de 12 y de14 ft y el empleo de tubo de succión de 8 in, con lo cualse tiene valores más altos para la (NPSH),. Los fabri-cantes podrían ofrecer una solución como la de la tablaII, en donde se ve que el valor más alto de (NPSH), ha-ce posible la selección de una bomba más eficiente, quepodrá amortizar su costo más elevado en un tiempo máscorto.

En la figura 3 se presentan datos a fin de determinarcuánta NPSH se debe tener disponible para una buenaselección de bombas. Esta guía se basa en la velocidadespecífica de succión (NJ, que es un índice de la capa-cidad de succión o NPSH requerida (NPSH),.

N =N\/QSS H3/4

*(2)

3asada en velocidad específica de succión-N

N J Q N = rpm Para bombas de succi6n sencilla1 1 =- Q = flujo, gpm/j 314

s 1760 rpm-

5 0H = NPSH req., ftm

z

2 40

8òP30

i!8$ 2 0

s“z 10

Para bombas de succIon doble3 550 rpm 1760 rpm

0 5 0 0 1ocO 2 0 0 0 5ooo 10000 20000

Capacidad, gpm Capacidad, gpm

Fig. 3 Guía para la selección de la NPSH requerida para bombas centrífugas de succión sencilla y doble

en donde N = velocidad de rotación, Q = capacidad(gpm) Y H, = (Nf’Wh ft .

Hay disponibles bombas centrífugas con valores N,de 7 000 a 13 000 o mayores. Los valores superiores a15 000 requieren un impulsor del tipo de inductor. Losimpulsores de doble succión que, en realidad, equivalena dos impulsores de succión sencilla “encontrados” y fun-didos en una sola pieza, darán menor (NPSH), para losmismos flujos y velocidad que los de succión sencilla.Cuando se utilizan las curvas de la figura 3 para impul-sores de doble succión, los valores de Q se deben reducira la mitad.

Selección de bombas para grandescapacidades

Supóngase que en el ejemplo de la figura 2, se requie-re un flujo 10 veces mayor, sin que varíe la carga, me-diante el aumento en el tamaño de la tubería y de losaparatos en el sistema. Supóngase también que en estesistema de bombeo se maneja un líquido volátil y que laNPSH disponible consiste sólo en la carga estática me-nos la pérdida por fricción en la tubería de succión. Alconsultar la figura 3 para un flujo de 5 000 gpm, se veráque la selección de una bomba de succión sencilla a 3 350no es atinada.

Una (NPSH), de 50 ft sería irrazonable e inaceptableen una unidad para proceso y es muy probable que noexista una bomba comercial de ese diseño, La succiónsencilla a 1 760 rpm puede ser satisfactoria, aunque pa-rece que lo mejor es la doble succión, con la cual una ve-locidad específica de succión de ll 000 y una velocidadde rotación de 1 760, la NPSH requerida es de 16 ft. Sise consultan las curvas estándar de los fabricantes, se ve-rá que esa bomba está disponible en el mercado. El usua-rio puede tener confianza en esa selección y calculará unmargen de seguridad razonable al establecer las alturas.del recipiente o del tambor de succión, de modo que la(NPSH), sea mayor que la requerida por lo menos dos0 tres pies.

SELECCIÓN DE LA BOMBA ADECUADA 7

1005020ia

5

Fig. 4 Ejemplo de la gr8fica de viscosidad contra temperatura

En ciertos servicios especiales se puede necesitar unamayor separación entre (NPSH), y (NPSH),. Una bom-ba para residuos calientes en una columna de vacío paradestilación de petróleo crudo puede ser una causa poten-cial de problemas. Para tener buen funcionamiento, senecesitarán rompedores de vórtices en el fondo de la co-lumna y la relación correcta entre la tubería de succióny la bomba.

Las bombas para alimentación de calderas que mane-jan agua caliente desde los desaeradores pueden reque-rir un mayor intervalo por las condiciones alternas oalteraciones en la operación que alteran las condicionesde equilibrio del agua.3 Es una buena precaución agre-gar esta NPSH en el diseño del sistema original, porqueun buen diseño de la succión eliminará muchos y costo-sos problemas con las bombas.

En forma similar y con flujos mayores, una bomba de1 760 rpm quizá no sea adecuada y se necesitarán velo-cidades más bajas. Una bomba que funcione, por ejem-plo, a 1 180 rpm, aunque sea absolutamente factibledesde el punto de vista de la NPSH, quizá no se obtengaen el mercado para satisfacer los requisitos de carga to-tal en una sola etapa. Aunque en servicios con flujos muygrandes se podría utilizar una bomba de etapas múlti-ples, la división del flujo total entre dos o más bombas,cada una de las cuales entregue una parte, puede resol-ver el problema. En otra forma, se utilizaría una bombareforzadora para baja NPSH con una bomba convencio-nal de etapas múltiples y de mayor velocidad.

Bombas para altas presiones

Si se toma, como otro ejemplo, una bomba para cargade reactores como en la figura 2, pero en el supuesto de

que el flujo sea de 250 gpm y la presión de descarga de1 000 psi ( = 2 625 ft de carga) icómo se seleccionaríaesta bomba? Lo primero que se debería tener en cuentasería la bomba centrífuga, horizontal, de etapas múlti-ples. Con la gráfica de velocidad específica (Fig. 1) su-póngase una bomba de 10 etapas o pasos y encuéntrensela velocidad específica, diámetro de impulsor y efkien-cia requeridas. (NI = 860, D = 7.07 in, eficiencia =70%). Se debe tener en cuenta que todas esas gráficas,incluso ésta, están basadas en la carga por etapa y no enla carga total de una bomba de etapas múltiples.

Una bomba horizontal con 10 o más etapas puede pre-sentarle problemas al diseñador con respecto al diseñodel eje, deflexión del eje, espacio libre interetapas o ve-locidades críticas. Se podría utilizar una bomba con ejevertical, en la cual es posible tener más etapas, pues eleje vertical no presenta los mismos problemas de defle-xión del eje horizontal y velocidad crítica. Supóngase 12etapas para el tipo vertical y de nuevo se encontrará enla figura que N, = 987, D = 6.78 y eficiencia = 71% .Este tipo de bomba podría resultar un poco más eh-ciente.

Otra posibilidad;que se aplica cada vez más en las in-dustrias de proceso, es la bomba con eje vertical u hori-zontal que funciona a velocidades más altas. Una vezeliminada la restricción por la velocidad, una bomba deuna etap,, con impulsor del tipo de inductor para man-tener bajos los requisitos de NPSH, podría funcionar enestas condiciones. Supóngase N, = 700 y encuéntrenseN = 16 236 y eficiencia de 62% en la figura 1.

Asimismo se podría pensar en el empleo de una bom-ba reciprocante. Con el creciente interés en el consumode energía, se necesita un examen cuidadoso de cada pro-blema para encontrar la bomba más eficiente que esté

8 SELECCIÓN, DlSEfiO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

disponible. En estas circunstancias, la bomba reciprocanteserá la más eficiente. Hay otros factores que pueden ami-norar la eficiencia, por ejemplo, mayor mantenimientode válvulas, anillos de empaquetaduras, émbolos o pis-tones y montajes de la unidad motriz. Una bomba reci-procante de cilindros múltiples tendrá flujo a pulsacioneslo cual requiere el empleo de acumuladores o amortigua-dores. Los requisitos de NPSH con una bomba recipro-cante pueden ser satisfactorios para una bomba destinadaa funcionar a velocidad razonable. En la tabla III se re-sume la información comparativa de los cuatro tipos su-geridos de bombas. Las disposiciones A y C serían lasúnicas opciones atractivas en el aspecto económico.

Si la carga fuera de 2 625 ft, como se dijo, pero el flu-jo sólo de 50 gpm, entonces las únicas soluciones seríanla bomba reciprocante o la bomba centrífuga de alta ve-locidad del tipo de emisión parcial, porque como lo indi-can los cálculos en la figura 1, no se podría diseñar unabomba centrífuga de etapas múltiples para 3 550 rpm.

Sin embargo, si el flujo fuera de 5 000 gpm, como senecesitaría en una bomba grande para alimentación decalderas, la única opción viable sería una bomba centrí-fuga horizontal, de etapas múltiples. Por tanto, cada ca-so de bombeo a alta presión será diferente y requiere unestudio particular. El usuario o el contratista deben in-vestigar varios tipos de bombas antes de seleccionarlaspara cualquier servicio dado de alta presión.

Bombas para líquidos viscosos

La selección de bombas para líquidos viscosos requie-re cuidados especiales. Primero, el usuario debe indicarcon exactitud la viscosidad real del líquido bombeado.En los manuales aparecen las viscosidades de los líqui-dos usuales, pero las mezclas especiales pueden necesi-tar cálculos o pruebas específicas para determinar conprecisión la viscosidad.

La viscosidad se suele expresar con alguna de las tresunidades normales: centipoises (cp), centistokes (cst) oSegundos Saybolt Universales (SSU). Las dos últimas vis-cosidades cinemáticas difieren de los centipoises, que in-dican viscosidad absoluta. La relación entre la viscosidadabsoluta y la viscosidad cinemática se expresa con:

Viw-osidad cinemática (cst) = VisCOsldad absoluta (‘P)densidad relativa del líq.

Para más de 250 SSU, resulta útil la siguiente conver-sión aproximada: SSU = 4.62 x cst. Para menos de 250SSU, véanse las tablas de los manuales.

La viscosidad de un líquido variará según la tempera-tura. La ASTM ha publicado una gráfica* similar a lasescalas logarítmicas con la cual se pueden trazar las vis-cosidades en contra de la temperatura (Fig. 4). Al hacerpruebas de viscosidad en el laboratorio se acostumbra to-mar dos o más valores a diferentes temperaturas para ladefinición exacta del líquido.

La elección más adecuada para líquidos viscosos seríauna bomba de desplazamiento positivo, rotatoria o reci-procante. Los tipos rotatorios de engranes, de tornillo o

lóbulos serían los mejores para líquidos viscosos; para al-tas viscosidades, son las únicas que se pueden utilizar.

Por otra parte, también se debe conocer la viscosidadmínima al seleccionar una bomba rotatoria para un líqui-do viscoso. Cuando la viscosidad es baja, el deslizamientoserá mucho mayor en una bomba rotatoria, lo cual re-duce su capacidad nominal a menos de la que se tienecon viscosidad alta. En el Hydraulic Institute Handbookse indican muchas bombas de desplazamiento positivo,rotatorias disponibles. Algunas tienen límites definidospara temperatura, presión o en los materiales de cons-trucción.

Una bomba reciprocante que funcione a velocidad re-ducida puede dar muy buen rendimiento con líquidos vis-cosos. Pero, como también es de desplazamiento positivo,necesita métodos de control diferentes a los utilizados conlas bombas centrífugas. Si la presión requerida de des-carga es alta (500 psi o más), quizá la bomba recipro-cante sea la mejor elección. Los datos de los fabricanteso los métodos del Hydraulic Institute ayudarán a deter-minar cuánto se debe reducir la capacidad de una bom-ba reciprocante para líquidos viscosos.

Las bombas centrífugas se suelen utilizar con líquidosde viscosidad moderada, hasta de unos 1 000 SSU y aveces mayor. El Hidraulic Institute Handbook tiene unagráfica de aceptación casi mundial para reducir la capa-cidad normal de la bomba centrífuga en relación con laviscosidad; la gráfica indica que, con más de ciertas vis-cosidades, no son deseables las bombas centrífugas.

Selección de bombas paralíquidos viscosos

Considérese el sistema de la figura 5. A primera vista,las condiciones parecen describir una bomba centrífugade una etapa, para alta temperatura, soportada en la lí-nea de centros. Sin embargo, con una condición alternade operación se muestra una viscosidad mucho más ele-vada que corresponde a una menor temperatura. En el,supuesto de que el ingeniero haya recibido información

Fig. 5 Diagrama de flujo para el ejemplo del aceitepesado

SELECCIÓN DE LA BOMBA ADECUADA 9

Tabla IV Rendimiento de bombas rotatorias enlíquido viscoso

IV-1 IV-2

8

rn,Rotatoria de tornillo, fl

co j ine tes ex te rnos6 x 4in

1,760 rprn3 1 3 3 3 4

r.

6 1 % 38% $

1 5 2 6

exacta de la viscosidad a ambas temperaturas, podrá se-leccionar una bomba centrífuga para las temperaturasmás altas y más bajas con el método del Hydraulic Insti-tute para la reducción de la capacidad. En la tabla IV-lse presenta el rendimiento esperado; la eficiencia se hareducido mucho con el aumento de viscosidad. La má-quina motriz de la bomba tendrá que ser lo bastante gran-de para poder trabajar con esta eficiencia reducida de lab o m b a .

Con todo 10 anterior se supone que se seleccionará unabomba centrífuga. iPor qué no escoger un tipo más ob-vio, como una bomba rotatoria de desplazamiento posi-tivo? Muchos tipos rotatorios serían inadecuados para esteejemplo debido a las altas temperaturas de bombeo, por-que casi todos tienen un límite superior de funcionamien-to de unos 400’F. La mayor parte sólo está disponiblecon carcasas de hierro fundido o dulce. En esa aplica-ción se requeriría carcasa de acero o de acero de alea-ción. La bomba rotatoria adecuada para alta temperaturaen este servicio sería la de tornillo con engranes externosde sincronización (Fig. 6). En la tabla IV-2 se presentael rendimiento o comportamiento aproximado para lascondiciones de régimen y alternas. El caballaje indicadoen los datos de los fabricantes se ha calculado otra vezpara obtener eficiencias en ambas condiciones. La bom-ba debe ser de tamaño mayor al necesario para líquidosviscosos a fin de tener suficiente capacidad con la visco-sidad más baja que se encuentre, pues con ésta haymayor deslizamiento.

Las objeciones a este tipo de bomba incluyen que tie-ne cuatro prensaestopas en lugar de uno. Además, el con-trolador de flujo o de presión colocado corriente abajode la bomba debe abrir una válvula en una tubería dederivación, porque la salida de una bomba de desplaza-miento positivo que funciona a velocidad fija no se pue-de estrangular como en una centrífuga.

Hay una circunstancia que hace casi obligatorio el em-pleo de bombas rotatorias. Supóngase que no se cono-cen bien los datos de viscosidad del líquido y que el valor

Fig. 6 Bomba de tornillo con cojinetes externos

de 150 cp a 400°F es el cálculo más aproximado quepuede hacer el ingeniero de proceso. El ingeniero dise-ñador de bombas puede, además, saber que la viscosi-dad podría ser de 300 cp o de sólo 100 cp. Ese valor altoimpediría el empleo de una bomba centrífuga de cual-quier clase (véase la curva del Hydraulic Institute) y só-lo queda como respuesta la bomba rotatoria.

Bombas para servicio con pasta aguada

Las bombas centrífugas o de desplazamiento positivopueden manejar una mezcla de sólidos y líquidos en loque se llama a veces flujo en dos fases o bombeo de pastaaguada. Las bombas centrífugas, que son las más comu-nes cuando se requiere una baja carga, sólo suelen estardisponibles en el tipo de una etapa. Si se ponen dos omás en serie, se puede tener una mayor carga de bom-beo. Las carcasas e impulsores pueden tener revestimientode caucho (hule) natural o sintético o estar hechos conmetales duros, como hierro de aleación, aleaciones con28% de cromo, con Nihard, etc. En ciertos procesos sepuede necesitar acero inoxidable.

Las bombas para productos químicos, hechas con losmateriales adecuados, se suelen utilizar para pastas agua-das cristalinas, ligeras y no abrasivas. La bomba de tra-bajo pesado para pasta aguada, disponible con ejehorizontal y vertical será la adecuada para aplicacionesmás difíciles, como son en minería y metalúrgica. Lasbombas horizontales tienen succión en el extremo y de-ben tener revestimiento de caucho cuando manejan pas-tas finas o de metal duro para pastas espesas. Ambos tiposdeben poderse desarmar con facilidad para reemplazarpiezas gastadas y tener componentes como carcasas dedos piezas con tornillos ranurados para sujeción, así co-mo placas de desgaste ajustables en el tipo hecho con me-tal duro. Las aspas o álabes del impulsor de bombeo haciafuera impedirán acumulación de sólidos en los prensaes-topas o empaquetaduras.

Las bombas verticales para pasta aguada funcionan su-mergidas en un sumidero, tanque, celda de flotación, etc.La impulsión con bandas (correas) que se utiliza a me-nudo en ambos tipos permite que la velocidad de la bom-

1 0 SELECCION, DISENO Y ESTIMACI6N DE COSTOS

Densidad relativa de sólidosba coincida con las condiciones del servicio. Esto damejores resultados que tratar de hacerlas funcionar conel motor a velocidad lija y lograr las cargas con la reduc-ción en los impulsores.

Las bombas reciprocantes para pastas aguadas se hanutilizado como bombas para lodos en los campos petro-leros, tuberías para pasta aguada a alta presión y proce-sos a alta presión como el servicio con carbamatos en laproducción de urea.

Las bombas rotatorias de tornillo sencillo o tornillo do-ble (Fig. 6) se utilizan para pastas aguadas poco abrasi-vas y en especial con semisólidos: materiales tixotrópicos,pastas 0 resinas, etc.

Para las bombas centrífugas en servicio con pasta agua-da se aplican las mismas leyes que para bombear líqui-dos limpios. Sin embargo, se deben tener en cuenta losefectos de los sólidos en la mezcla para hacer la selecciónde la bomba. Algunas consideraciones son:n Se debe determinar ladensidad relativa de la mez-

cla de sólidos y líquidos y también la concentración porvolumen (C,) o la concentración por peso (C,) de los só-lidos, la densidad de los sólidos y la del líquido (que sue-le ser agua) y, luego, se emplean estas relaciones básicaso nomogramas para encontrar la densidad relativa de lamezcla.n Se deben seleccionar los materiales correctos para

las bombas a fin de resistir la abrasión y desgaste, habi-da cuenta de la naturaleza de los sólidos (afilados o re-dondos, duros o blandos, cristalinos, etc.). Las partículasafiladas desgarrarán el revestimiento de caucho de lasbombas. Con la selección de la velocidad correcta, se pue-de evitar o reducir la fractura de los cristales. El diseñode la bomba deberá permitir el reemplazo de piezas gas-tadas. En algunos casos, es una buena precaución tenerbombas múltiples o una para reserva.n Se debe reducir la capacidad de la bomba cuando

trabaja con agua limpia para compensar la densidad re-lativa, concentración de sólidos, viscosidad de la mezclay el deslizamiento adicional debido a la mezcla.n Las bombas deben funcionar a menos velocidad

que cuando manejan líquidos limpios, para reducir el des-

gaste y abrasión y tener más duración.En las bombas para pastas aguadas también se apli-

can las leyes de afinidad sin que importen los cambiosen la capacidad, carga y potencia con los cambios en lavelocidad:

en donde rpm = velocidad, Q es el flujo, H es la carga Selección de bombas para pasta aguada:y hp es la potencia. ejemplo

En las bombas para pasta aguada pueden ser muy im-portantes la velocidad variable y un mecanismo para se-leccionar cualquier velocidad exacta.

Si se sabe cuáles son los sólidos y el líquido portador,se facilita determinar si la pasta aguada se sedimenta o

no. Las que no se sedimentan necesitan corrección en laviscosidad de la mezcla, que se puede hacer como se in-dica en el método del Hydraulic Institute.’

Problema: para bombear 1 000 gpm de pasta aguadade carbonato de sodio cristalino en agua.

Densidad relativa de los sólidos (S,) = 2.46 y su con-centración por peso (C,) = 25 %. La carga o altura debombeo requerida es de 47 ft. El análisis de partículasque pasan por un tamiz y el tamaño promedio de par-tículas se determinan como sigue:

0 . 5

0.01 0.04 0.1 0 . 2 0 . 4 1 2 4 6 8Tamaño promedio de part ículas (d&, mm

Las ecuaciones bhicas para mezclas de agua y sólidos son:

lOOS*

Sm = 1 +$-ps-l,Cbv = 100c + LS, - 1)

Y

SlXC-L =sm

en donde:

cw S, = densidad relat iva de los sol idos

H, = E,S, = densidad relat iva de la mezclaC, = % por peso de sólidos en la mezclaC, = % por volumen de sólidos en la mezcla

Fig. 7 Tabla de factor de pasta aguada para carga yeficiencia

Las pastas aguadas del tipo que se sedimenta necesi-tan una correción arbitraria porque no hay todavía unmétodo de aceptación universal. La reducción en el ren-dimiento de la bomba debida a la presencia de sólido:se produce no sólo por la viscosidad de la mezcla, sinoen forma principal, por las pérdidas por deslizamientoentre el líquido y los sólidos cuando se acelera la mezclaen el impulsor. Por supuesto, este deslizamiento y la pér-dida de rendimiento son mucho mayores en cuanto másaltas sean las velocidades de sedimentación.

En la figura 7 se ilustra un método para obtener losfactores calculados para reducción en la carga (H,) y lareducción en la eficiencia (E,) como funciones de la con-centración de sólidos por volumen (C,) y del tamañopromedio de partículas (dsO), es decir el tamaño del cualpasa el 50% y no pasa el otro 50%.

Tamis U.S.Vo por peso de Tamaño de Vo acumulado

sólidos partículas que pasa

+ 200 3 0 .074 m m 3+140 9 0.105 mm 12+100 10 0 .149 mm 22+ 80 1 5 0 .177 m m 37+m 27 0.250 m m 6 4+ 40 2 0 0.42 m m 8 4+ 30 1 3 0 .59 m m 9 7+ 20 3 0 .84 m m 100

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

Trácese en papel semilogarítmico y léase & = 0.2mm (Fig. 8)Determínese la concentración de sólidos por volumen(CJ, figura 7.

C, = 25% =( 100)(2.46)

F + (2.46 - 1); C” = 11.9%

vDetermínese la densidad relativa de la mezcla(Fig. 7)

s,=1+ z(2.46 - 1) = 1.173

Calcúlese la reducción en la carga H, y en la eficien-cia E, (Fig. 7).Para d5,, = 0.2 y S, = 2.46, léase K = .08 y calcú-lese H, = 0.952 = E,Determínese la carga requerida con agua limpia.

HHw=---=o

47- = 49 ft

HT 0.952

Selecciónese la bomba de acuerdo con las curvas pu-blicadas por los fabricantes, que funcione a la míni-ma velocidad posible con el impulsor de diámetromáximo (bomba de 6 x 8 in, 880 rpm, impulsor de14.75 in, 78% de eficiencia, de acuerdo con la figu-ra 9). :

TamaRo de part ículas, d, mm

Fig. 8 Curva de tamafio de partículas

SELECCIÓN DE LA BOMBA ADECUADA

Variación de velocidad enbombas para pasta aguada

11

Si la velocidad constante en una aplicación no sepuede hacer coincidir con la de un motor de induccióna su velocidad a plena carga (1 750, 1 160, 875, 705,etc., con corriente de 60 Hz o de 1 450, 975, 730,585, etc., con corriente de 50 Hz), no se puede utilizarmotor con acoplamiento directo. Las transmisiones conbandas V, que son de uso común para lograr cualquiervelocidad intermedia, tienen la ventaja de que se puedecambiar la relación de transmisión si cambian los requi-sitos del bombeo. Las transmisiones con banda V pue-den ser de montaje superior o lateral (en cualquier lado)en las bombas horizontales o verticales para bombas deeste tipo.

Cuando hay que cambiar la velocidad de la bomba du-rante el funcionamiento también se suelen utilizar trans-misiones de velocidad variable con las bombas para pastaaguada e incluyen:n Transmisiones con bandas V o cadenas, de paso

variable.n Motores eléctricos de velocidad variable, como los

de CC o motores de ca de rotor devanado de dos velocida-des o velocidades múltiples.

w Acoplamientos por corrientes parásitas, en los quela velocidad del eje de salida a la bomba se puede variarcon componentes eléctricos.

w Acoplamientos hidráulicos o fluidos, en donde elmecanismo hidráulico varía la velocidad de salida del mo-tor .

Las transmisiones de velocidad variable son deseablespara muchas aplicaciones. Aunque tienen un costo ini-cial más alto que las de velocidad fi,ja, pueden ser nece-

.lf 6o2z 50-E%40-30

30-

Capacidad, gpm

Fig. 9 Curvas de bomba para pasta aguadautilizadas en el ejemplo

1 2 SELECCIÓN, DlSEfiO Y ESTIMAClON DE COSTOS

sarias o resultar deseables en el aspecto económico pordiversas razones, entre ellas:n Variaciones en el gasto.w Variaciones en la carga debidas al cambio de lon-

gitud de un tubo de descarga para la eliminación de “co-las”, mientras, continúa el funcionamiento de la planta.n Pérdida de rendimiento de la bomba por desgaste,

lo cual sólo permite continuar el bombeo por un tiempocorto, con el volumen y carga requeridos.n Corrección de errores en los cálculos iniciales del

sistema, por carencia de datos suficientes o exactos enrelación con una pasta aguada particular.

Limitaciones en las bombas parapasta aguada

Algunas de las limitaciones que se deben tener en cuen-ta son:

w La cargaproducida por cada impulsor está limiia-da a unos 180 a 200 ft, excepto en ciertos diseños espe-ciales.

H La velocidad en las puntas del impulsor (o sea lavelocidad en la circunferencia del impulsor) la limitan al-gunos usuarios a unos 3 500 a 4 500 ft/min, en especialcon servicio abrasivo severo. Las bombas centrífugas quetrabajan con líquidos limpios, pueden funcionar a dos otres veces más velocidad.n Las cargas 0 presiones más altas quizá requieran

bombas reciprocantes, por ejemplo, en tuberías muy lar-gas para pastas aguadas, que requieren una caída de pre-sión de 500 y 1 500 psi entre estaciones de bombeo.n Las mezclas de gran espesor impredecible que no

se pueden manejar con bombas centrífugas, pueden ne-cesitar bombas de diafragma accionado por motor neu-mático 0 eléctrico.n Aunque la bomba centrífuga esté bien selecciona-

da, muchas con revestimiento de caucho o hechas de me-tal duro sólo durarán unas cuantas semanas en servicioconstante, antes de que se necesite reemplazar o ajustarlas piezas que están sometidas a desgaste.

Sellamiento de bombas para pasta aguada

Las bombas centrífugas, horizontales, para pasta agua-da tienen un eje que pasa a lo largo de la carcasa, el cualdebe tener sellos para impedir las fugas. Los sellos me-cánicos que sólo se empleaban para líquidos limpios, yahace algún tiempo también se utilizan para mezclas desólidos y líquidos. Para sellar los ejes, se han utilizadoprensaestopas con empaquetadura. Esta empaquetadu-ra requiere un líquido limpio, por lo general agua, paraarrastrar el material bombeado y producir una películade líquido limpio entre los anillos de la empaquetaduray entre el eje o la manga (camisa) del eje.

El líquido para lavado debe venir de una fuente exter-na. En la mayoría de las bombas para pasta aguada, elimpulsor tendrá álabes de algún tipo en la parte poste-rior que actúan como álabes de bombeo hacia fuera (oexpulsores) para bombear el líquido desde la zona delprensaestopas. Esto hace que la presión en el prensaes-topas sea la misma que la de succión de la bomba, por

lo cual el fluido para sello se suministra a una presiónentre 5 y 10 psi más que la de succión.

Sin embargo, en ciertos tipos no se utilizan esos ála-bes y la presión de descarga influye en el prensaestopas.Si la bomba ya está muy gastada, la presión puedeaumentar en la zona del prensaestopas, aunque hubieratenido originalmente álabes de bombeo hacia fuera. Portanto es bastante común suministrar el líquido para se-llos a una presión 5 a 10 psi mayor que la de descarga,en especial después de estudiar el diseño de la bomba paradeterminar cuál será la presión en el prensaestopas.

Selección de bombas verticales

Las bombas centrífugas, de tipo de voluta y difusor yalgunas rotatorias de desplazamiento positivo, están dis-ponibles con ejes verticales. El ingeniero que las especi-fica muchas veces debe decidir el tipo que necesita antesde ponerse en contacto con el proveedor.

Hay muchas cosas que intervienen en esta decisión.A veces, parece ser muy clara, como sería el uso de unabomba vertical para bombear agua desde un pozo o des-de una fosa o sumidero en donde la altura de succión esmayor de 34 ft. Cualquier bomba horizontal tendrá ciertacapacidad para elevación de succión y, en ocasiones, pue-de bombear desde un estanque, una fosa o un río. Perola altura de succión o aspiración está limitada a menosde 34 ft, o sea a la presión atmosférica al nivel del mar.Aunque se utilizan las bombas horizontales, en ocasio-nes, para pequeñas alturas de succión, surge el proble-ma del cebado cada vez que se pone en marcha la bomba.Se pueden utilizar eductores, bombas de vacío u otrosaparatos extractores de aire; las válvulas de pie puedenretener el líquido en el tubo de succión o se pueden uti-lizar bombas autocebantes hasta ciertos tamaños (Fig.10). La bomba autocebante tiene una cámara integralfrente al impulsor en donde retiene un volumen suficientede líquido para permitir arranques repetidos por tiempoindefinido después de que se llena la cámara.

Salvo que haya alguna razón poderosa para no sumer-gir la bomba en la fosa, como la presencia de líquido muy

Fig. 10 Bomba centrífuga autocebante

.

SELECCION DE LA BOMBA ADECUADA 13

Rasante

i

Rasantei

w I

con bomba horizontal),!’

con bombas verticalesde 10 OO0 gpm cada una

I

Estanque de torre de enfriamikto ,.26 in

Vista enplanta

Fig. ll Torre de enfriamiento y dimensiones de labomba y el estanque.

sucio o corrosivo, se considera en primer lugar la bombavertical no obstante algunas desventajas. Primera, es di-fícil mantenerla vertical, ya que hay que desmontar todala bomba para tener acceso a los componentes; segunda,el eje de transmisión que soporta el impulsor necesitarácojinetes, a intervalos de unos cinco pies que, a su vez,necesitan lubricación y mantenimiento periódicos; ter-cera, se deben utilizar impulsiones verticales que son máscostosas que las horizontales y la alineación de los aco-plamientos puede ser más crítica, a fin de asegurar unaconcentricidad absoluta de tddo el eje.

Hay disponibles bombas horizontales especiales paracondensado con baja NPSH de baja velocidad y ojo gran-de en el impulsor, lo cual requiere un valor de NPSH en-tre 1.5 y 4 ft. Pero, en la actualidad se emplean bombasverticales “enlatadas” con los impulsores colocados a su-ficiente distancia debajo del pozo caliente para producirla (NPSH), necesaria, sin tener que elevar la estructura.

La bomba vertical en línea (Fig. 13) ha tenido buenaaceptación en fechas recientes. En el aspecto hidráulicoeste tipo puede ser similar o igual a la horizontal. Perotambién puede brindar ventajas en el costo total de cons-trucción, porque ahorra espacio y requiere tubería mássenci l la .

Las bombas pequeñas en línea se pueden instalar sinplaca de base ni cimentación y sólo las sujetan los sopor-

A pesar de estas objeciones, que ya han sido resueltaspor la tecnología de bombas verticales, éstas son las pre-feridas para muchas aplicaciones. Los dos ejemplos si-guientes aclaran esta preferencia.

Turbina de vaoor

Considérense las bombas requeridas para circular elagua de enfriamiento desde el estanque de la torre de en-friamiento en una planta de proceso. En la figura ll seilustran dos posibles disposiciones, basadas en el supuestode que el estanque se encuentra al nivel del piso y la pro-fundidad de agua varía como función del diseño del es-tanque o fosa, tamaño de la torre y requisitos de bombeo.

Por supuesto, la bomba vertical que se puede sumer-gir en el estanque reducirá el costo de construcción delmismo. La bomba horizontal, colocada en una fosa secacontigua al estanque de la torre requiere mayor canti-dad de terreno, costos de construcción más altos, instala-ción de escaleras de acceso y, por lo general, una bombade drenaje de sumidero para mantener seca la fosa. Laventaja principal de la bomba horizontal, que es la faci-lidad de mantenimiento, se anula por el menor costo ins-talado de la vertical. El mantenimiento requerido paracualquiera de ellas será muy poco si se manejan líquidoslimpios y sin impurezas.

Bomba horizontaloara condensado&?3-/ disponible

menor de 2 ftl

Bomba verticalpara condensadoW?SH disponible

más 0 menos 12 ftl

Cuando el ingeniero piensa utilizar bombas verticales Fig. 12 Diagrama para el ejemplo de la bomba paraen fosas o sumideros, no debe pasar por alto el impor- condensado

tante aspecto de la colocación de las bombas en la fosa.Se deben mantener las velocidades correctas en los cana-les de entrada a las bombas. Hay que dejar suficiente dis-tancia entre dos o mgs bombas en una fosa. La separaciónadecuada entre las bombas y las paredes o piso de la fosao sumidero es esencial para evitar vórtices (remolinos)y los consecuentes problemas. El Hydraulic InstituteHandbook’ incluye recomendaciones al respecto y conbase en las vigentes, en la instalación típica (Fig. ll) pa-ra un flujo de 10 000 gpm debe tener las distancias apro-ximadas que se indican.

A menudo se prefieren las bombas verticales para lí-quidos volátiles en donde la carga neta positiva de suc-ción disponible (NPSH), muy baja es un problema. Porejemplo, considérese una bomba para condensado queenvía agua caliente desde el pozo caliente del condensa-dor en una planta generadora de vapor (Fig. 12). La(NPSH), es un problema potencial. Para obtener los va-lores necesarios con una bomba horizontal convencionalhay que elevar el condensador y toda la estructura queestá encima de él.

14 SELECCION, DISEIÚO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Fig. 13 Vista secciona1 de bomba vertical en línea

tes de los tubos adyacentes. 10s modelos para alta ve-locidad que incluyen aumentadores de velocidad inte-grales con engranes permiten obtener cargas mucho ma-yores con una bomba de una etapa, que se pueden pro-ducir a 3 600 tpm.

El usuario o el contratista decidirá si la instalación de-be ser horizontal o vertical. No es equitativo compararlas cotizaciones de un tipo con las de otro. Primero, sehace la elección, se compara y se recomienda la compraentre los tipos o estilos similares disponibles.

Selección de bombas devolumen controlado

Una categoría especial de bombas, que se conoce co-mo de volumen controlado, dosificadoras o proporciona-doras, es en realidad un tipo de desplazamiento positivoen la cual el movimiento se transmite desde el motor pormedio de manivelas, placas oscilantes o diversos meca-Inismos hasta uno o más émbolos reciprocantes. Estos,a su vez, bombean el líquido de trabajo o un aceite hi-dráulico que acciona un diafragma que produce la ac-ción de bombeo. La característica especial de estasbombas es que se puede ajustar la carrera, en forma ma-nual o automática, para permitir la dosificación de la can-tidad exacta de líquido en el sistema.

Estas bombas tienen la característica de que su exacti-tud es repetitiva o sea que, en condiciones fijas de velo-cidad, presión y longitud de carrera, entregarán la mismacantidad de líquido en cada carrera. Además, se puederestablecer la precisión, o sea que se pueden graduar auna capacidad original, después a una diferente y, lue-go, volver a la original, en donde descargará la cantidadoriginal con una tolerancia mínima especificada.

Cuando el ingeniero encuentra una aplicación que re-quiere esta clase de exactitud, suele incluir un flujo totalmás 0 menos pequeño (por lo general, en galones porhora o centímetros cúbicos por hora en vez de galonespor minuto). La bomba de volumen controlado es la únicaque permitirá la exactitud necesaria. La presión reque-rida puede ser desde una muy baja, para la inyección deproductos químicos en un sistema de agua de enfriamien-to para controlar el pH de todo el sistema, hasta las muyaltas, de 10 000 psi o más, en donde las de émbolo pue-den cumplir con los requisitos.

El ingeniero debe escoger entre la bomba de émbolos,en la cual éstos bombean directamente el líquido, o lade diafragma en la cual el líquido está separado por com-pleto. Para líquidos muy corrosivos o tóxicos o los que

Horizontal

Servicio general

Productos químicos (ANSI)

Alta temperatura (API)

Etapas múltiples

Pasta aguada

Autocebante

Flujo mixto

Hélice

Rotor sellado

Vertical

Servicio generalTipo turbinaT i p o v o l u t a

Tipo sumidero

En linea, productos químicos

En línea, alta velocidad

Enlatada (baja NPSH)

Flujo mixto

Hélice

Fig. 14 Grhfica para clasificación de bombas

SELECCION DE LA BOMBA ADECUADA 15

sean peligrosos en caso de una fuga, la bomba de dia-fragma podría ser casi obligatoria. Incluso con líquidosque no son tóxicos ni peligrosos, el tipo de diafragma pue-de ser el preferido según los requisitos de tamaño y depresión. Muchos materiales nuevos para el lado de líquidosirven para las necesidades de bombeo. El usuario debeestudiar las velocidades de la bomba para no escoger unaque trabaje a demasiadas rpm y pueda necesitar mante-nimiento excesivo.

Cuando se deben dosificar diversas corrientes en unsolo lugar, se necesitarán bombas con dos o más émbo-los y en muchas de ellas los émbolos son de control y ajus-te independientes. En algunos sistemas complejos puedehaber hasta 10 alimentaciones de bombas conectadas conuna sola máquina motriz.

La (NRW), y la carga de aceleración en los sistemasde tubería de succión también son importantes, aunqueestas bombas suelen ser pequeñas. Hay algunas refe-rencia&’ que orientan para la aplicación y selección debombas de volumen controlado.

Bombas selladas

Otra categoría, especial para industrias de procesosquímicos es la de bombas selladas, que no tienen sellosexternos ni posibilidad de fugas. Los dos tipos principa-les son las de rotor enlatado y las magnéticas. Estas bom-bas se utilizan en donde no se pueden permitir fugas ocuando la fuga por un sello podría tener graves conse-cuencias.

Estas bombas están disponibles en pocos tamaños; ca-si todas son de bajo volumen y todas son de una o de dosetapas. Se han utilizado para líquidos a temperaturas muyaltas o muy bajas. Las aplicaciones para alta presión desucción eliminan la necesidad de los problemáticos pren-saestopas para alta presión. Las selladas del tipo centrí-fugo tienen el mismo rendimiento hidráulico que lascentrífugas convencionales. Debido a su tamaño peque-ño, tienen baja eficiencia, pero en aplicaciones peligro-sas es preferible sacrificar la eficiencia en beneficio de laseguridad.

Resumen

Los datos de la figura 14 ayudarán al ingeniero aseleccionar la bomba adecuada para cualquier sistema.Se deben utilizar como punto de partida o para conocerlos tipos disponibles y hacer la selección lógica de unoo más tipos para el trabajo específico. Se puede solicitarla ayuda del fabricante, pero no se debe encargar de to-do el trabajo. El usuario debe tomar decisiones impor-tantes antes de que el fabricante o el proveedor puedanpresentar la recomendación adecuada.

Agradecimientos

El autor desea agradecer a las siguientes empresas el suministro deinformación para este artículo. Los números de figura entre paréntesisson de las ilu&aciones suministradas por esa empresa. Bingham PumpCo. : Bore-Warner Corp.. Byron Tackson Div.; Grane Co., ChempumpDiv.; Th: Duriron Co: (14j; Th; Galigher Co., Hills-McCanna Co:,’Ingersoll-Rand Co., La Bour Pump Co. (10); Pacific Pumps Div., Dres-ser Industries; Sundstrand Fluid Handling Div., Warman Internatio-nal, Inc., Warren Pumps, Inc. (6); Worthington Pump Inc.

Referencias

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6. Hernanda, L. A., Jr., Controlled-Volume Pumps, Chcm. Eng., Oct. 21, 1968.7. Hefler, John, Figure NSPH for Proportioning Pumps, Pd. Rej. June 1956.8. ASTM D341-77, Viscosity-Temperatur Charts for Liquid Petroleum Prod-

ucts, ASTM Standards, Part 23, 1977.

El autor

Richard F. Neerken es ingenie-ro en jefe del Rotating EquipmentGroup, The Ralph M. Parsons Com-pany, Pasadena, California, 91124.Ingresó a Parsons en 1957 y ha tra-bajado en forma continua con má-quinas rotatorias, como bombas,turbinas, compresores, bombas ymotores en muchos proyectos de laempresa. Dirige un grupo de más detreinta ingenieros que hacen traba-jos similares para Parsons en todo elmundo. Tiene título de ingeniero me-cánico del California Institute of

Technology, es ingeniero profesional en California y miembro delContractors’ Committee on Mechanical Equipment en el API.

Requisitos de las bombaspara industrias deprocesos químicos (IPQ)

John R. Birk y James H. Peacock, The Duriron Co

Las bombas para las industrias de procesos químicosdifieren de las utilizadas en otras industrias principalmen-te en los materiales de que están hechas.

Aunque el hierro fundido, el hierro dúctil, el acero alcarbono y las aleaciones a base ¿le aluminio o cobre pue-den estar en contacto con algunas soluciones químicas,la mayor parte de las bombas para productos químicosse hacen con aceros inoxidables, aleaciones a base de ní-quel 0 con metales más raros como el titanio y el circo-nio. También hay bombas disponibles hechas con carbón,vidrio, porcelana, caucho, plomo y una serie de plásti-cos que incluyen fenólicos, epoxi y fluorocarbonos.

Cada uno de esos materiales se ha incorporado en lasbombas por una sola razón: eliminar o reducir los efec-tos destructores de los productos químicos en las piezasde la bomba.

Dado que el tipo de líquido corrosivo determinará quématerial será el adecuado, primero se debe hacer un cui-dadoso estudio de las características del producto quími-co que se va a manejar.

Constituyentes mayores y menores

Lo más importante al estudiar cualquier producto quí-mico es el conocimiento de sus constituyentes, no sólolos mayores, sino también los menores porque en mu-chos casos los constituyentes menores serán los más im-portantes, porque pueden alterar radicalmente los regí-menes de corrosión y se necesita un análisis detallado deellos.

La concentración de cada constituyente va en relacióndirecta con el producto. Si se dice “concentrado”, “di-

l¿i de febrero de 1974

luido” o “rastros” es una descripción aproximada, porlas diferentes interpretaciones que se dan a esos factores.

Por ejemplo, hay quienes interpretan “concentrado”para indicar cualquier constituyente con una concentra-ción mayor de 50 % por peso, mientras otros lo interpre-tan como cualquier concentración superior al 5 % Porello, siempre es deseable indicar el porcentaje por pesode cada constituyente en una solución o sustancia. Estoelimina las interpretaciones múltiples y permite una eva-luación más exacta.

También se recomienda indicar el porcentaje por pe-so de cualesquiera rastros, aunque sólo sean partes pormillón. Por ejemplo, el hierro al alto silicio puede ser ade-cuado cuando no hay fluoruros presentes; pero, si el pro-ducto tuviera un contenido de unas cuantas ppm defluoruros, el hierro al alto sil icio sufriría daños muy serios.

Propiedades del producto químico

Los términos muy generales como “caliente”, “frío”e incluso “temperatura ambiente” se prestan a muchasinterpretaciones. Las definiciones preferidas serían tem-peratura máxima, mínima y normal de operación en OCo en ‘F. Las reacciones químicas, por lo general, aumen-tan su rapidez en dos o tres veces con cada incrementode 18OF en la temperatura. La corrosión se puede consi-derar como reacción química y por ello se apreciará laimportancia de la temperatura o gama de temperaturas.

Una bomba expuesta ala intemperie es un buen ejem-plo de la ambigüedad del término “ambiente” porquepodría haber una diferencia de 150’F entre un clima muyfrío y uno muy cálido. Si no se puede especificar la tem-

REQUISITOS DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMlCOS 17

peratura en grados exactos, se puede calcular la tempe-ratura ambiente según el lugar geográfico en que esté labomba. Esto es muy importante para los materiales debombas que están sujetos a choques térmicos y a corro-sión más intensa, a temperaturas elevadas.

Con demasiada frecuencia no se tiene en cuenta el pHdel producto químico. Puede ser un factor importante ybien controlado en el proceso de producción y tambiénserá muy útil para evaluar las características del produc-to químico para la selección del material de la bomba.Una razón por la cual se puede pasar por alto el pH esque, por lo general, no se sabe si el producto corrosivoes acídico o alcalino. Sin embargo, no siempre ocurre así,en particular con productos en los cuales se ajusta el pHpara que siempre sea ácido o alcalino. En tal situación,se deben conocer los detalles precisos para efectuar unaevaluación más minuciosa.

También es importante saber si un producto cambia-rá de ácido a alcalino durante el proceso, pues puede te-ner un pronunciado efecto en la selección de materiales;algunos, que pueden ser idóneos para manejar un líqui-do ácido o alcalino dado, no serán adecuados para loscasos en que hay cambios.

La corrosión por erosión, la velocidad y los sólidos ensuspensión también son importantes en las bombas paralas industrias de procesos químicos.

El diseño de la bomba es un factor importante cuandoel líquido contiene sólidos en suspensión o en solución. Noes raro que una aleación dada, al parecer adecuada, re-sulte totalmente inadecuada cuando sólo se tienen en cuen-ta los factores hidráulicos en una aplicación dada. Sueleocurrir que no se menciona la presencia de sólidos en unproducto en la hoja de especificaciones. Esto, sin duda,es la causa de graves fallas por corrosión y erosión en mu-chas bombas, cuando no se ha especificado la presenciade sólidos.

La presencia de aire en un líquido puede ser muy im-portante. En algunos casos, es la diferencia entre el éxitoy el fracaso, pues es factible que el aire convierta en oxi-dante a un producto reductor. En estas condiciones, sepuede necesitar un material totalmente distinto. Un buenejemplo lo sería una bomba autocebante, hecha con alea-ción de níquel-molibdeno-cromo para manejar ácido clor-hídrico comercialmente puro. Esa aleación es adecuadapara ese tipo de ácido, pero cualquier condición que in-duzca propiedades oxidantes, aunque sean pequeñas, ha-rían inadecuada la aleación.

Otros factores en la operación dela bomba

Cuando la bomba se utiliza para transferencia o re-circulación, puede haber una posible acumulación de pro-ductos de corrosión o contaminantes que reducirán suduración útil. Esa acumulación puede tener un benefi-cio o un serio perjuicio y, por ello, la posibilidad de laacumulación siempre se debe incluir en la evaluación delas características del producto que se maneja.

Puede haber adición, intencional o accidental, de in-hibidores y aceleradores al producto. Los inhibidores lereducen su corrosividad y los aceleradores la aumentan.

Por supuesto, a nadie se le ocurriría agregar un ace-lerador para aumentar el régimen de corrosión en unequipo, pero la adición de un constituyente menor comoparte del proceso podría producir el mismo efecto. Porello, es importante saber si está presente ese constituyente.

Cuando la pureza del producto es indispensable, se de-be tener muy en cuenta cualquier elemento que puedaocasionar problemas por contaminación, ya sea una de-coloración del producto o la desintegración de una solu-ción. En algunos sistemas, la inclusión aunque sea deunas cuantas partes por cada mil millones de ciertos ele-mentos puede ocasionar serios problemas. Esto es másgrave en las bombas, en donde los efectos de la veloci-dad y la presencia de sólidos pueden alterar el productofinal, en vez de lo que ocurre con otros equipos de pro-ceso en donde la velocidad, los sólidos o ambos tienenpoco o ningún efecto. Cuando el material de la bombaes el adecuado para un proceso, no habrá problemas conla pureza del producto, aunque esto no se puede consi-derar como regla invariable en las bombas para produc-tos químicos.

Según sea el líquido del proceso, el contacto continuoo intermitente puede influir en la duración. El trabajointermitente en algunos sistemas puede ser más destruc-tor que el continuo, si la bomba retiene cierta cantidadde material corrosivo durante el tiempo de paro y seaumenta la corrosión en los puntos de contacto. Tam-bién influye el que se lave o vacíe la bomba cuando noestá en servicio.

Productos corrosivos y materialespara las bombas

Los materiales para las bombas se dividen en generalen metálicos y no metálicos. Los metálicos se pueden sub-dividir en aleaciones ferrosas y no ferrosas con ampliaapltcación en los procesos químicos. Los no metálicos sepueden subdividir en cauchos natural y sintéticos, plás-ticos, cerámicas y vidrio, carbono y gráfito, y madera.

Por supuesto, la madera tiene poca o ninguna aplica-ción en una bomba. Los otros no metálicos tienen apli-caciones definidas en el manejo de sustancias muycorrosivas. Los plásticos, en particular, tienen especialresistencia a la corrosión y se emplean mucho para pro-ductos químicos.

Para una aplicación dada, se debe hacer una minucio-sa evaluación, no sólo de las características del productoque se maneja, sino también de los materiales disponi-bles para la bomba, a fin de hacer la selección de menorcosto que sea posible.

Fuentes de datos

Hay disponibles varias fuentes de datos para evaluarlos materiales de las bombas para productos químicos.La mejor es la experiencia práctica en la planta, pues noes raro que en empresas grandes tengan un grupo espe-cialista en materiales o en corrosión, encargados de ob-tener y analizar datos de corrosión del equipo de procesoen una o más plantas. Se deben consultar estas fuentescuando se vaya a hacer una evaluación de materiales.

1 8 SELECCIÓN, DISEfilO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

La segunda fuente de datos son los resultados del tra-bajo de laboratorio o de planta piloto. Aunque no pue-den dar una información tan valiosa o detallada comola del trabajo real, pueden constituir una buena orien-tación.

La tercera fuente de información son los fabricantesy proveedores. Aunque no se puede esperar que den unaopinión acerca de los detalles de un proceso y los consti-tuyentes del producto, por lo general pueden ayudar ysuministrar muestras de acero para ensayos de corrosiónpara facilitar la decisión.

Los manuales y publicaciones técnicas periódicas sonuna cuarta fuente de información, pero se necesitaría te-ner algún sistema de almacenamiento de información pa-ra poder aprovecharla.

Tipos de corrosión en las bombas

La corrosión que se produce en las bombas para pro-ductos químicos puede parecer exclusiva al compararlacon la que hay en otros equipos de proceso. No obstantelas bombas, como cualquier equipo de proceso, experi-mentarán ocho tipos de corrosión, algunos más predo-minantes en ellas que en otros equipos. Sólo se hará unabreve descripción de las diversas formas de corrosión parafacilitar reconocerlas.

1. La corrosión general 0 uniforme es la más comúny se caracteriza por la misma intensidad del daño en to-da la superficie mojada o expuesta. Esta corrosión pue-de ser muy lenta o muy rápida, pero es la que menospreocupa, porque es predecible. Sin embargo, puede serdifícil predecir la corrosión general en una bomba porla variación de la velocidad de los líquidos dentro de ella.

2. La corrosión por celdas de concentración o inters-ticios es local y se produce con pequeñas cantidades delíquido estancado en lugares como roscas, superficies parajuntas, agujeros, intersticios, depósitos en las superficiesy debajo de las cabezas de tornillos y remaches. Cuandoocurre este tipo de corrosión es que existe una diferenciaen la concentración de iones metálicos o de oxígeno enla zona estancada, por comparación con la corriente prin-cipal de líquido. Esto hace que circule una corriente eléc-trica entre las dos zonas y produce un fuerte ataquelocalizado en la zona estancada. Por lo general, esta for-ma de corrosión no sucede en las bombas para produc-tos químicos salvo que su aplicación sea incorrecta 0 enlos diseños en los que no se han tenido en cuenta los fac-tores que se sate contribuyen a la corrosión por celda deconcentración.

3. La corrosión por picadura es la más engañosa y des-tructora y muy difícil de predecir. Suele ser sumamentelocalizada y se nota por agujeros pequeños (los más) ograndes y la pérdida de peso debida a las picaduras seráun pequeño porcentaje del peso total del equipo. Los clo-ruros en particular inducen picaduras que pueden ocu-rrir prácticamente en todos los tipos de equipo. Estaforma de corrosión puede estar relacionada con la de celdade concentración, porque las picaduras pueden empezaren los mismos lugares que ésta. Las picaduras puedenser comunes en zonas que no sean las estancadas, mien-

tras que la de celda de concentración está confinada a lazona de estancamiento.

4. Las grietas de corrosión por esfuerzo son una fallalocalizada que ocurre por la combinación de esfuerzos detracción y un producto químico determinado. Se han he-cho más investigaciones de esta forma de corrosión quede cualquier otra. No obstante, todavía no se conoce conprecisión el mecanismo de las grietas de corrosión poresfuerzo. Pero, las piezas de fundición, debido a que tie-nen espesor adicional, rara vez tienen este tipo de grie-tas. La fatiga por corrosión, que se podría clasificar comogrietas por corrosión por esfuerzo es importante en losejes de bombas para productos químicos, debido a los re-petidos esfuerzos cíclicos. Las fallas de este tipo ocurrencon intensidades de esfuerzos menores que el punto decedencia, debido a la aplicación cíclica del esfuerzo.

5. La corrosión intergranular es selectiva y ocurre enlos linderos de los granos y cerca de ellos. Ocurre másen los aceros inoxidables pero también en otros sistemasde aleación. En el acero inoxidable, ocurre al someter elmaterial a temperaturas entre 800“ y 1 600’F. Salvo quese modifiquen las aleaciones, esta forma de corrosión só-lo se puede evitar con tratamiento térmico. Se detecta confacilidad en las piezas de fundición, porque los granosson más grandes que en un material forjado de composi-ción equivalente. En algunos casos, se confunde la co-rrosión uniforme con la intergranular debido al aspecto“grabado” de las superficies expuestas a ella. Incluso enlos aceros inoxidables ideales con tratamiento térmico sepuede notar un ataque ligeramente acelerado en los lin-deros de los granos, pues estas zonas son más reactivasque los granos en sí. Hay que tener cuidado para no con-fundir la corrosión general y la intergranular. Las piezasfundidas de acero inoxidable nunca tendrán corrosión in-tergranular, si tienen buen tratamiento térmico, ni siquie-ra después de someterlas a temperaturas entre 800’ y1 600°F.

6. La corrosión galvánica ocurre cuando hay metalesdesiguales en contacto o conectados eléctricamente en al-guna otra forma dentro de un producto corrosivo. Se ace-lera la corrosión del metal menos noble y se reduce laresistencia del otro material por comparación con la quetendría si no estuviera en contacto. Cuanto más lejos es-tén los metales 0 aleaciones en la serie electromotriz, ma-yor es la posibilidad de corrosión galvánica.

Cuando es necesario tener dos metales desiguales encontacto, hay que tener cuidado de que la superficie to-tal del metal menos resistente sea mucho mayor que ladel más resistente. Esto ayudará a evitar la falla prema-tura con sólo proveer una superficie bastante mayor delmetal más propenso a la corrosión. Esta forma de corro-sión no es común en las bombas para productos quími-cos, pero hay que vigilarla en los accesorios que puedanestar en contacto con las piezas de la bomba y que esténexpuestos a la intemperie.

7. La corrosión por erosión se caracteriza por un ata-que acelerado ocasionado por la combinación de corro-sión y desgaste mecánico. La pueden ocasionar los sólidosen suspensión, la alta velocidad o ambos. Es muy común enlas bombas en donde la erosión impide la formación deuna película pasiva en las aleaciones que la requieren

REQUISITOS DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUIMICOS IY

para resistir la corrosión. El material ideal para evitarla corrosión por erosión en las bombas tendría las carac-terísticas de resistencia a la corrosión, resistencia física,ductilidad y una gran dureza; hay muy pocos materialesque las tengan.

La cavitación se considera una forma especial de co-rrosión por erosión y la ocasiona el aplastamiento 0 im-plosi& de las burbujas de gas contra la superficie delmetal en la-s, zonas de alta presión. Los esfuerzos creadosson suficientes para remover el metal de la superficie yeliminar la pasividad. Para la resistencia a la cavitaciónson deseables los materiales antes citados, pero un cam-bio en la tubería o un aumento en la presión de succióneliminarán el problema en casi todos los casos.

8. La corrosión por deslave corrosivo ocasiona la re-moción de un elemento de una aleación maciza en unmedio corrosivo. Se tipifica por descincado, desalumina-ción y grafitación. Este tipo de ataque no es común enlas bombas para productos químicos, porque las aleacio-nes en que ocurre no se suelen utilizar para servicio quí-mico pesado.

Materiales típicos de construcción

Los materiales de construcción que más se emplean enlas bombas para productos químicos son los aceros ino-xidables. De ellos, los más usuales son los austeníticoscomo Tipo 304 y Tipo 3 16, porque resisten mejor la co-rrosión que los martensíticos 0 ferríticos.

Los aceros inoxidables se utilizan con muchos produc-tos corrosivos. Sirven para la mayoría de los ácidos mi-nerales a temperaturas y concentraciones moderadas. Lasexcepciones más notables son los ácidos clorhídrico yfluorhídrico. En general, los aceros inoxidables son másadecuados para atmósferas oxidates que reductoras. Losácidos orgánicos y las soluciones de sales entre neutrasy alcalinas también se manejan con bombas de acero ino-xidable.

El acero al carbono, el hierro fundido y el hierro dúc-til fundido también se utilizan en aplicaciones no corro-sivas que se encuentran en muchas plantas.

Para servicios muy severos 0 críticos se suelen especi-ficar los aceros inoxidables de alto contenido de aleacióncomo el Alloy 20.

Las aleaciones a base de níquel, por su alto costo rela-tivo, sólo se utilizan cuando no resulta adecuada ningu-na aleación a base de hierro. Este grupo de materialesresistentes a la corrosión incluye: níquel puro, cuproní-quel, níquel-cromo, níquel-molibdeno y níquel-cromo-molibdeno. *

Las aleaciones a base de cobre como el bronce o el la-tón, el aluminio y el titanio son los materiales no ferro-sos de empleo más frecuente, después de las aleacionesa base de níquel para las bombas. Es utilizado el circo-nio en algunos casos especiales.

Los revestimientos de caucho natura1 y sintético tie-nen amplio uso en condiciones en que hay abrasión, co-rrosión o ambas. El caucho (hule) natural blando es elque tiene mejor resistencia a la abrasión, pero no se pue-de emplear a temperaturas tan altas como el caucho se-miduro o los sintéticos como el Neopreno o el de butilo.

En muchos casos, el caucho duro y el sintético tambiéntienen más resistencia a los productos químicos.

Cada vez se utilizan más los plásticos en las bombas.En los últimos años han aparecido en el mercado una grancantidad de nuevos plásticos. Para máxima resistencia alos productos químicos, las resinas de fluorocarbono co-mo el politetrafluoroetileno (PTFE) y el etileno-propilenofluorados (FEP) tienen numerosas aplicaciones. Cuandose necesita resistencia química está disponible una seriede plásticos reforzados con fibra de vidrio (FRP); los máscomunes son resinas epoxi, poliéster y fenólicas. Los plás-ticos se emplean cada vez más porque ofrecen la mismaresistencia a la corrosión que los metales a un costo másbajo. Sin embargo, no se cree que los plásticos sustitu-yan por completo a los metales.

Siempre que es posible se evita emplear bombas cons-truidas con cerámica o vidrio por su escasa resistenciafísica. Sin embargo, en muchos servicios muy corrosivosy a altas temperaturas, el vidrio o la cerámica son los másadecuados porque son inertes a los productos químicos.

El carbono o grafito se suelen utilizar para el mismotipo de servicio y la razón principal para usarlos en lu-gar de vidrio o cerámica es que éstos no son adecuadoscuando se manejan ácidos o álcalis fuertes.

Tipos de bombas para productosquímicos

El segundo paso para seleccionar la bomba se basa enlas características del líquido y en la carga y capacidaddeseadas. Se debe recordar que no todas las bombas sepueden obtener de cualquier material de construcción yla selección final se debe basar en la disponibilidad detipos en el material requerido.

Las bombas centrífugas tienen un uso muy extenso enlas industrias de procesos químicos porque son adecua-das casi para cualquier servicio. Están disponibles conuna enorme variedad de materiales resistentes a la co-rrosión. Aunque no se construyen en tamaños muy gran-des, son comunes las que tienen capacidades entre 5 000y 6 000 gpm. Las cargas pueden ser hasta de 500 a 600pies con motores eléctricos de velocidad estándar. Estasbombas se suelen montar horizontales, pero también pue-den estar verticales, suspendidas dentro de un tanque ocolgadas de la tubería. Sus desventajas incluyen menorrendimiento cuando manejan líquidos con viscosidad demás de 550 SSU y la tendencia a perder el cebado cuan-do el líquido contiene cantidades pequeñas de aire o devapores.

Las bombas rotatorias de engranes, tornillo, álabes de-formables, álabes (aspas) deslizables, pistón axial y de ex-céntrica se utiíizan en servicios que requieren una presiónde descarga de 500 a 1 000 psi y son aplicables para lí-quidos de alta viscosidad o de baja presión de vapor. Sudesplazamiento constante a una velocidad fija las haceideales para dosificar pequeñas cantidades de líquido. Yaque son de desplazamiento positivo, se pueden conside-rar autocebantes. Si se hacen con materiales susceptiblesde rayarse o pegarse si tienen contacto friccional, hay queaumentar las holguras entre las piezas correlativas, lo cualreduce la eficiencia. Las bombas de engranes, de álabes

20 SELECCl6N, DISEfiO Y ESTIMAClON DE COSTOS

deslizables y de excéntrica, por lo general, sólo se utili-zan con líquidos limpios, no abrasivos.

Las bombas reciprocantes han sido sustituidas, en sumayor parte, por las centrífugas 0 las rotatorias, exceptoen aplicaciones especiales. De todos modos, todavía seemplean mucho cuando sus características de velocidady de carrera variables son parte importante del proceso.Esta característica, junto con su capacidad inherente pa-ra manejar líquidos volátiles y muy viscosos, las hace ade-cuadas en particular para sistemas de dosificación einyección, en los cuales funcionan con baja capacidad ycargas elevadas. Están disponibles para presiones de des-carga hasta de 50 000 psi. Sus desventajas incluyen querequieren una NPSH bastante alta, la susceptibilidad delmaterial de las válvulas de retención a los líquidos quí-micos y un rendimiento un tanto deficiente cuando el lí-quido de proceso incluye sólidos, abrasivos o cuerposextraños. La mayoría de las bombas reciprocantes dis-ponibles son de cilindros múltiples, o sean las llamadasdúplex, tríplex o quíntuplex, para suavizar las pulsacio-nes ocasionadas por el movimiento alternativo.

Las bombas de diafragma también se consideran co-mo de desplazamiento positivo porque el diafragma ac-túa como pistón de desplazamiento limitado. La acciónde bombeo se obtiene cuando se imprime movimiento al-ternativo en el diafragma con un eslabonamiento mecá-.nico, aire comprimido o aceite a pulsaciones desde unafuente externa. Esta construcción elimina cualquier co-nexión entre el líquido que se bombea y la fuente de ener-

Fig. 1 La bomba de diafragma es dedesplazamiento positivo

B

gía y se elimina la posibilidad de fugas, cosa muy impor-tante cuando se manejan líquidos tóxicos o muy cos-tosos. Las desventajas son una selección reducida demateriales resistentes a la corrosión, carga y capacidadlimitadas y la necesidad de utilizar válvulas de retención(check) en las boquilla de succión y descarga. Esta bombase ilustra en la figura 1.

Las bombas regenerativas de turbina pueden trabajarcon caudales hasta de 100 gpm y cargas de 700 ft Cuan-do se utilizan con productos químicos, hay que aumen-tar las holguras internas para evitar contacto por fricción,lo cual les disminuye la eficiencia. Suelen ser inadecua-das para cualquier mezcla de sólidos y líquidos.

Consideraciones de diseño de las bombas

La casi totalidad de los componentes de las bombas sonpiezas fundidas. Sobraría decir que no tiene caso una eva-luación detallada de las características del líquido y delmaterial que se utilizará si las piezas fundidas no cum-plen con los requisitos de calidad para una larga dura-ción. Esto interesa más en las bombas para productosquímicos que para otros líquidos porque las fugas, la pér-dida del producto y el tiempo perdido pueden ser muycostosos y las fugas pueden ser de gran peligro.

Entre los factores que determinan si se puede o no uti-lizar cierto material para una bomba, las propiedades me-cánicas son las más importantes. Un material puede teneruna resistencia notable a la corrosión, pero quizá resulteimposible emplearlo para fabricar una bomba, por suslimitadas propiedades mecánicas. Por tanto, hay que re-cordar que estas própiedades son esenciales en cualquiermaterial que se evalúe en cuanto a la corrosión. Esta eva-luación dará una idea bastante buena de si estará o nodisponible cierto diseño. Dado que la mayor parte de losmateriales están incluidos en las especificaciones deASTM o de otras instituciones, se pueden utilizar comoreferencia. El fabricante del material protegido por unamarca registrada puede suministrar una tabla con las pro-piedades mecánicas y otras características que no esténincluidas en las especificaciones estándar.

Las soldaduras o la construcción soldada no deben seruna limitación siempre y cuando sean iguales o mejoresque el material base. Los materiales que necesitan trata-miento térmico para darles máxima resistencia a la co-rrosión se deben someter al tratamiento después desoldarlos o habrá que hacer otros ajustes para tener laseguridad de que no se ha menoscabado la resistencia ala corrosión.

Las secciones de pared del cuerpo suelen ser más grue-sas que lo requerido por el diseño para mantener la ca-pacidad de bombeo aunque se pierda algo de material conproductos o atmósferas corrosivos. Las piezas que estánsujetas a la corrosión por dos o tres lados, como los im-pulsores, deben ser mucho más gruesos que sus equiva-lentes en bombas para agua o aceites. Las partes quetrabajan a presión también deben ser más gruesas paraque sigan en servicio después de que han sufrido ciertacantidad de desgaste por la corrosión. Las superficies so-metidas a altas velocidades, como el espolón en las bom-bas centrífugas, tienen refuerzo adicional para soportar

REQUISITOS DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMlCOS 21

la corrosión acelerada que ocasiona la alta velocidad dellíquido.

Siempre que sea posible, se debe evitar la construcciónroscada de cualquier tipo en las zonas mojadas. La roscadelgada sufre el ataque por dos lados y un pequeíío dañopor corrosión eliminará la fuerza de sujeción de la uniónroscada; por el mismo motivo se deben evitar las roscasde tubo.

Los materiales para las juntas deben resistir al productoquímico que se maneje. En servicios con corrosión se uti-lizan mucho el asbesto (amianto) comprimido, el plomoy ciertos cauchos sintéticos. En fechas recientes las resi-nas de fluorocarbonos han tenido aplicación muy gene-ralizada porque tienen una resistencia casi universal a lacorrosión.

El extremo de potencia de la bomba consiste en la cu-bierta o carcasa para cojinetes, los cojinetes, los sellos deaceite o grasa y el sistema de lubricación de cojinetes. Sesuele hacer con hierro o acero y debe poder resistir lascondiciones ambientales severas de la planta. Por ejem-plo, cuando se requiere respiración de la cubierta de loscojinetes, se deben incluir componentes para impedir laentrada de agua, productos químicos o mugre.

El cojinete que controla el movimiento axial del eje,por lo general, debe limitar el movimiento a 0.002 in omenos. Un juego longitudinal o axial más grande perju-dica la acción de los sellos mecánicos.

En ciertas condiciones se puede necesitar camisa deagua en la cubierta de cojinetes para mantenerles su tem-peratura a menos de 225’F, que es el límite superior delos cojinetes estándar.

El mantenimiento de las bombas en atmósferas corro-sivas puede ser muy costoso y necesitar mucho tiempo.Se puede dividir en dos categorías: preventivo y de emer-gencia. Al evaluar los materiales y los factores de dise-ño, el mantenimiento debe tener un sitio prominente. Lafacilidad y frecuencia son factores importantes en cual-quier programa de mantenimiento preventivo.

Diseño de prensaestopas

La zona en torno al prensaestopas (estopero) ocasionamás fallas en las bombas que todas las demás piezas jun-tas. El establecimiento del sellamiento entre el eje rota-torio y las piezas fi jas de la bomba es uno de los problemasmás arduos para el diseñador.

Se utilizan empaquetaduras de asbesto trenzado, deplomo, de resinas de fluorocarbono, aluminio, grafito yotros materiales y combinaciones para sellar en el eje.Aunque parezca incongruencia, se debe permitir un pe-queño escurrimiento de líquido por el sello para lubricarla superficie entre la empaquetadura y el eje. Es difícilcontrolar la cantidad de escurrimiento y muchas vecesse aprieta en exceso la empaquetadura para detenerlo.El resultado son rayaduras rápidas en la superficie deleje que dificultan más el ajuste de la empaquetadura ala compresión correcta. Se deben solicitar al fabricantelas empaquetaduras recomendadas para los diversos ser-vicios.

Los sellos mecánicos para el eje se utilizan mucho entodas las bombas y se debe seleccionar sobre la base del

Enfriamiento Lavado Lubricación0 calefacción c i e g ac o n v a p o r

a. Asiento fijo con sello típico

interno 0 externo

b. Sello interno doble con derivacionesen la brida del seguidor

Lavado di rectorsobre caras del sello’\.

Orificio normal de #nlubricación, obturado

d. Lavado de las caras del sello

Sel lo interno senci l lo ,as ien to f i j o

\ -----Sel lo interno equi l ibrado,

asiento de montaje flexible

c. Sellos internos con respiraderoy drenaje

Fig. 2 Los sellos mec8nicos son de tipos y con accesorios muy diversos para manejar líquidos de procesoen las condiciones de operación

22 ‘SELECCIÓN, DISENO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

tipo de producto químico corrosivo que se bombea. Lamayor parte de los sellos se hacen con acero inoxidable,cerámica, grafito y resinas de fluorocarbono. Los fabri-cantes tienen amplia información de los tipos de sellospara diversos servicios. En la figura 2 se ilustran instala-ciones típicas de sellos mecánicos.

La temperatura de funcionamiento tiene una gran in-fluencia en el material de la empaquetadura. La mayorparte se impregnan con grasa para lubricación, pero és-ta se desintegra a temperaturas mayores de 250°F, lo cualaumenta más la temperatura por la fricción. Un resulta-do menos notorio del aumento de temperatura es el ata-que corrosivo de las piezas de la bomba en esa zona;muchos materiales seleccionados para la temperatura debombeo no servirán cuando hay un líquido corrosivo conaltas temperaturas en el prensaestopas. Otra fuente decalor es el producto que se maneja. Estos líquidos suelenestar alrededor de 300°F y, algunos, hasta a 700’F.

La mejor solución al problema del calor es eliminarlomediante una camisa de agua alrededor del prensaesto-pas. Aunque la conductividad térmica es baja en la ma-yoría de las bombas, la zona del prensaestopas se puedemantener entre 200’F y 250°F. Este enfriamiento tam-bién ayuda a evitar la transferencia de calor a lo largodel eje hasta la cubierta de cojinetes, lo cual elimina otrosproblemas alrededor de éstos.

La presión en el prensaestopas varía de acuerdo conla presión de succión, el diseño del impulsor y el gradode mantenimiento de anillos selladores de ajuste preci-so. Las variaciones en el diseño del impulsor podrían in-cluir los que tienen anillos de sello verticales u horizontalesen combinación con orificios de equilibrio (balanceo) envez de los que tienen álabes posteriores o de bombeo ha-cia fuera. Todos los impulsores deben tener una reduci-da tolerancia de funcionamiento entre el impulsor y laspiezas fijas de la bomba. Esta tolerancia debe ser lo máspequeña que sea posible para evitar la recirculación dellíquido y la pérdida de eficiencia resultante. Desafortu-nadamente, la mayor parte de los materiales de las bom-bas para productos químicos tienden a pegarse cuandotienen contacto de rozamiento; por tanto, hay que aumen-tar las holguras mucho más que en las bombas emplea-das en otras industrias.

Cuando hay presiones mayores de 100 psi, la empa-quetadura no suele ser satisfactoria salvo que el prensaes-topas sea muy profundo y que el operador se preocupepor mantener el apretamiento correcto de la empaqueta-dura. Los sellos mecánicos que tienen algún sistema deequilibrio para descargar la presión alta son los mejorespara sellar a más de 100 psi.

El eje de la bomba puede crear problemas adicionalesen el prensaestopas. Por supuesto, un eje ovalado o tor-cido formará un agujero deformado en la empaquetadu-ra y habrá fugas de líquido. La falta de equilibrio(balanceo) estático o hidráulico en el impulsor produceuna flexión dinámica del eje que produce la misma con-dición. Los ejes de menor tamaño o los hechos con ma-teriales que se doblan con facilidad se desviarán desdesu centro real debido al empuje radial en el impulsor. Estoproduce un agujero secundario en la empaquetadura quetambién permitirá fugas.

También se altera el rendimiento de los sellos mecáni-cos cuando el eje está torcido o se flexiona durante el fun-cionamiento. Dado que el elemento flexible del sello sedebe ajustar con cada revolución del eje, cuando hay fle-xión excesiva se reducirá su duración. Si la flexión es ma-yor que el valor nominal, el elemento flexible no reac-ccionará con suficiente rapidez para que sus caras CO-rrelativas se queden juntas, lo cual permitirá fugas porellas.

Se ha establecido un límite arbitrario de 0.002 in parala flexión o desviación máximas del eje contra la cara delprensaestopas.

La superficie del eje, en la zona del prensaestopas de-be tener resistencia a la corrosión que sea, cuando me-nos, igual y de preferencia mejor, que la de las partesmojadas de la bomba. Además, esa superficie debe tenersuficiente dureza para resistir el desgaste por las piezasde la empaquetadura o del sello mecánico. Además, de-be poder soportar los cambios bruscos de temperatura queocurren a veces.

Dado que no es económicamente factible hacer todoel eje con aleaciones inoxidables y es imposible, en la prác-tica, hacer ejes de carbono, vidrio o plásticos que pue-dan funcionar, las bombas para productos químicostienen ejes de acero al carbono con un revestimiento ouna manga protectores en la zona de la empaquetadura.Las mangas (manguitos) suelen ser reemplazables cuan-do ya están gastadas. En otros tipos se utilizan mangasintegrales con el eje para disminuir la desviación y laflexión.

Otro método para producir una superficie dura en esazona es un recubrimiento aplicado por soldadura o as-persión de metales duros sobre el eje. Estos materialesno suelen tener resistencia a la corrosión y no tienen apli-cación generalizada para los procesos químicos. Los ma-teriales cerámicos aplicados con la técnica de aspersiónde plasma tienen excelente resistencia a la corrosión, pe-ro no producen la densidad necesaria para proteger el eje.

Los ejes del tipo compuesto que tienen acero al carbo-no en el lado de potencia y una aleación en el lado moja-do se han utilizado mucho cuando el extremo con aleacióntiene resistencia aceptable. Dado que los dos extremosse unen con soldadura, la combinación de metales es só-lo la que se puede soldar con facilidad. En estos ejes, launión soldada y la zona alterada por el calor deben estarfuera de la zona mojada del eje.

En varios diseños de bombas para productos quími-cos, aparte de las de diafragma ya descritas, se han eli-minado el prensaestopas y sus problemas.

Las bombas sumergidas verticales tienen un cojinetedel tipo de manguito en la zona inmediatamente enci-ma del impulsor, para reducir el paso de líquido haciaarriba por el eje. Para el servicio de mantenimiento enla industria química, los materiales de los cojinetes y sulubricación siguen presentando problemas.

Las bombas de rotor enlatado, en las cuales los deva-nados del motor están dentro de una “lata” herméticade acero inoxidable, no necesitan prensaestopas. El lí-quido circula por la sección del motor y lubrica los coji-netes del tipo de manga que soportan el conjuntorotatorio. Las desventajas también radican en la selec-

REQUISITOS DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMlCOS

ción de materiales para cojinetes que sean compatiblescon los líquidos corrosivos, la lubricación de cojinetescuando el líquido no tiene propiedades lubricantes y laprobabilidad -de que las trayectorias de circulación enla sección del motor se obstruyan cuando se manejanmezclas de sólidos y líquidos.

Diseño con materiales especiales

Como se mencionó, se han utilizado muchos materia-les de baja resistencia mecánica en las bombas para pro-ductos químicos. Aunque estos materiales tienen pro-blemas inherentes de rotura, su gran resistencia a lacorrosión ha hecho que puedan competir con las aleacio-nes de alta resistencia física. Por supuesto, su baja resis-tencia a la tracción y su fragilidad los hacen más sensiblesa los esfuerzos de tracción o flexión y se requieren bom-bas de diseño especial. Las piezas están sujetas por suje-tadores externos y con refuerzos para evitar que se doblen.También hay que protegerlas contra los cambios súbitosde temperatura y los impactos mecánicos externos.

Aunque lo utilizan muy pocos fabricantes, el hierro alalto silicio es el material metálico más resistente a la co-rrosión que se pueda obtener a un precio razonable. Es-ta resistencia, combinada con una dureza de alrededorde 520 Brinell lo hace muy adecuado para manejar pas-tar aguadas abrasivas. Sin embargo, la dureza del mate-rial no permite el maquinado normal y se debe utilizarmaquinado de esmeriladora. La dureza también impideel empleo de agujeros taladrados o machuelados para co-nectar la tubería con la bomba. Por ello, se necesitan di-seños especiales en la tubería para proceso, lubricacióndel prensaestopas y conexiones para drenaje.

Las cerámicas y el vidrio son similares al hierro al altosilicio en cuanto a dureza, fragilidad y susceptibilidada los choques térmicos o mecánicos. Esto se debe teneren cuenta al especificar una bomba.

A veces se utilizan revestimientos de vidrio en las pie-zas de hierro o de acero para eliminar algunas de las ca-racterísticas indeseables del vidrio macizo. Aunque estopermite conectar las tuberías del proceso, las caracterís-ticas desiguales de dilatación de los dos materiales pro-ducen grietas pequeñas en el vidrio y permiten el ataquecorrosivo.

Los materiales termoendurecibles y termoplásticos seutilizan mucho cuando se manejan cloruros. Su desven-taja principal es la pérdida de resistencia física a altas tem-peraturas. Las piezas de resinas fenólicas y epoxi sonsusceptibles de una pérdida gradual de integridad dimen-sional debida al escurrimiento plástico del material. Labaja resistencia a la tracción de las resinas que no inclu-yen aIgún llenador requiere un diseño en el cual estas pie-zas estén en compresión y la eliminación de esfuerzos deflexión. En la figura 3 se ilustran los detalles típicosde construcción.

El politetrafluoroetileno y el hexafluoropropileno tie-nen excelente resistencia a la corrosión. Estas resinas sehan utilizado para hacer juntas, empaquetaduras, pie-zas de sellos mecánicos y conectores flexibles para tube-ría. Ya hay en el mercado bombas que incluyen estosmateriales. Los problemas con ellos son que fluyen en

Las piezas mojadasson todas de plástico’\

?

Fig. 3 La bomba de pMstico tiene todo el extremopara líquido hecho de plfistico

frío cuando están a presión y su elevado coeficiente dedilatación en comparación con los componentes metáli-cos. Las bombas pueden ser de secciones macizas grue-sas (Fig. 1) o pueden ser de materiales metálicos másconvencionales revestidos con algún fluorocarbono(Fig. 4).

Normas para bombas para productosquímicos

Hace más de 20 años, un comité de la ManufacturingChemists Association (MCA) convino con un comité es-pecial del Hydraulics Institute en una norma propuestapara las bombas utilizadas en procesos químicos. Este do-cumento se llamó Ameritan Voluntary Standard (AVS)o Norma MCA. Años más tarde la aceptó el AmeritanNational Standards Instiute (ANSI) y la publicó comoNorma ANSI B123.1. Casi todos los fabricantes de bom-bas en el mundo las construyen de acuerdo con esos cri-terios dimensionales y de diseño.

Esta Norma pretende que las bombas de tamaño si-milar, de cualquier fabricante, sean intercambiables encuanto a dimensiones para montaje, tamaño y ubicaciónde las boquillas de succión y descarga, ejes de entraday tornillería para placas de base y cimentación. En la ta-bla 1 aparecen las dimensiones de las bombas que se hannormalizado (estandarizado).

También se describen ciertas características de diseñoque minimizan los problemas de mantenimiento, porejemplo, que el eje de la bomba debe ser de un tamañodeterminado de modo que la flexión, medida en la caradel prensaestopas cuando la bomba funciona en condi-ciones de máxima severidad, no exceda de 0.002 in. LaNorma no especifica el diámetro del eje porque las di-mensiones del impulsor, la longitud del eje y la provi-sión para funcionar con líquidos de densidades muy altasservirán para determinar el diámetro requerido.

La norma también especifica que la duración mínimade los cojinetes en condiciones de máxima severidad nodebe ser menor de dos años. No se especifica el tamañode los cojinetes, pues lo determinará el fabricante segúnla carga que deben soportar.

24 SELECCIÓN, DISEfiO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Tabla 1. Dimensiones para bombas horizontales para procesos químicos

rnIesignaciói

d edimensión

AA

AB

Al0

Tamaño succ.x desc. x¡mpLhXnominal

1-1/2x1 x63 x 1-1/2x 6

3x2x6

AA 1-1/2x 1 x8

A50 3 x 1-1/2x 8A60 3x2~8A70 4x3x8

A05 2X1X10 23.112 '8.114A50 3 x l-1/2 x 10 23.112 8-114

P60 3x2~10 23-112 8 - l 14A70 4X3X10 23-112 8 - l 14

A20 3 x l-l/2 x 13 23-112 10A30 3x2~13 23.112 1 0A40 4X3X13 23.1/2 1 0A80 l 6x4~13 23-112 1 0

CP

-

Dimensiones en pulgadas

F

7-114

7-11412-112

7 - l 14

12-11212.11212-l 12

12-l 121 2 - l 12

12-11212-112

12-l 1212.11212.1/2

12-112

H 0

518 ll-3/4

5 1 8 ll-314518 16-112

518 ll -314518 16-314

518 17-314518 19.114

518 16-314

518 16-3145í8 17.314518 19.114

518 20-112518 21.112518 22-112

518 23.112

T2E,6

6g-314

6g-314

g-314g-314

*La conexión de succión puede tener agujeros machuelados para tomillos

Fig. 4 La bomba con revestimiento tienecomponentes meMicos revestidos con

materiales de fluorocarbono

u I v 1

Diám. Cuñero Mín. X

718 3116 x 3132 2 6-l 12718 3/16x 3/32 2 6-112

l-118 ll4 x ll8 2-518 8-114

718 3116 x 3132 2 6-112

l-118 ll4 x ll8 2-518 8-112l-118 ll4 x ll8 2-518 g-112l-1 18 ll4 x ll8 2-518 ll

l-118 ll4 x ll8 2-518 8-112

l-1 18 ll4 x ll8 2-518 8-112

l-1/8 ll4 x ll8 Z-518 g-112

l-1 18 ll4 x ll8 2-518 ll

l-1/8 l l 4 x ll8 2-518 lo-112l - 1 18 ll4 x ll8 2-518 1 l-1 12l-118 ll4 x 1/8 Z-518 12-112

l-118 ll4 x ll8 Z-518 13-l 12

Y

444

44

44

44

44

4444

Otras especificaciones incluyen la prueba de presiónhidrostática, acabado del eje con los puntos de rozamientoy el espacio para la empaquetadura.

Hay otras normas dimensionales para bombas horizon-tales y verticales. La International Organization for Stan-dardization (ISO), en su Norma ISO 2858, en sistemasmétrico y “SI” abarca normas dimensionales para bom-bas centrífugas horizontales con succión por el extremoe incluye también bombas de capacidades un poco ma-yores que las mencionadas en B123.1. No incluye cier-tos aspectos como la flexión mínima del eje, duraciónmínima de cojinetes u otros aspectos para reducir el man-tenimiento.

The British Standards Institution expidió la normaBS4082 para describir una serie de bombas centrífugasverticales, en línea. Aunque la intercambiabilidad fue larazón principal de la norma, también incluye el requisitode pruebas hidrostáticas y consta de dos partes: la parte 1

REQUISITOS DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMKOS 25

incluyen bombas con las boquillas de succión y descar-ga en una línea horizontal (tipo “T”) y la parte 2 inclu-,ye las bombas en donde las boquillas en el mismo ladode la bomba y paralelas entre sí (configuración en “U”).

John R. Birk es Vicepresidentede Ingeniería de The Duriron Co.,Dayton, OH 45041 en donde se en-cargó del perfeccionamiento de lasbombas de la norma AVS y de equi-po con revestimiento de TFE. Tie-ne título de ingeniero mecánico del a University o f C i n c i n n a t i y e smiembro de la ASME, de la Ameri-can Soc. of Profesional Engineers,D a y t o n E n g i n e e r ’ s C l u b y d e lHydraulic Institute. También for-ma parte del Comité B73 de ANSIpara bombas centrífugas y es inge-niero profesional en Ohio.

Referencias

1. “Corrosion Data Survey,” National Assn. of Corrosion Engineers,Houston, 1967.

2. Fontana, M. G. and Greene, N. D., “Corrosion Engineering.”McGraw-Hill, New York, 1967.

3. Lee. J. A., “Materials of Constru,ction for Chemical Process Indus-tries,” McGraw-Hill, New York, 1950.

4. “Proceedings, Short Course on Process Industry Corrosion.” Na-lional Assn. of Corrosion Engineers, Houston, 1960.

Selección de las bombaspara reducir costos de0energiaLas especzjicaciones anticuadas o con muchas restricciones pueden impedir a losingenieros la selección de bombas eficientes en energía. Una guía basada en lavelocidad especifica de la bomba indica el tipo que se puede seleccionar.

John H. Doolin, Worthington Pump Inc

Se pueden lograr considerables ahorros de energía enlos sistemas de bombas. Por supuesto, en lo primero quese deben buscar esos ahorros es en el diseño del siste-ma.’ Sin embargo, incluso después de haber reducido almínimo los requisitos hidráulicos del sistema y determi-nado las condiciones hidráulicas, se debe tratar de hacerla selección de la bomba más eficiente para el sistema.

La mayoría de los ingenieros se atienen a la eficienciaque menciona el fabricante. Sin embargo, esto no serásuficiente porque las especificaciones del usuario tales co-mo velocidad de funcionamiento, número de etapas (pa-sos) y configuración del impulsor pueden impedir que elfabricante ofrezca la bomba más eficiente.

Aunque la tecnología de bombas ha mejorado en for-ma considerable en las tres últimas décadas, todavía haymuchas especificaciones basadas en datos más antiguos.Estas especificaciones pueden llevar a la selección de unabomba ineficiente en términos del consumo de corrienteeléctrica en una época en que un ahorro de 1 hp puedejustificar una inversión de mil dólares.2

Guía para selección dll tipo eficientede bomba

La bomba más eficiente en una aplicación podría serde una etapa, de etapas múltiples, de alta velocidad e in-cluso reciprocante. En muchas especificaciones exis-tentes, en especial las basadas en experiencias ya antiguas,limitan la posibilidad de seleccionar bombas eficientes enenergía porque hay especificaciones que las restringen,por ejemplo, a centrífuga de una etapa, centrífuga de dosetapas o de etapas múltiples.

En la figura 1 se presenta una guía para bombas efi-cientes con capacidad hasta de 100 000 gal/min y car-ga total hasta de 10 000 ft. La guía está basada en lacaracterística de la velocidad eficiente de la bomba:N, = NQNIH”. En esta ecuación N = velocidad de ro-tación, rpm, Q = capacidad, gal/min y H = carga to-tal, ft.

La figura 1 está dividida en seis zonas, cada una delas cuales indica el tipo de bomba que se debe seleccio-nar para máxima eficiencia en energía, como sigue:

Zona 1: Una etapa, 3 500 rpmZona 2: Una etapa, 1 750 rpm 0 menosZona 3: Una etapa, de más de 3 500 rpm o de etapas

múltiples, de 3 500 rpmZona 4: Etapas múltiplesZona 5: Etapas múltiplesZona 6: ReciprocanteCuando el valor de N: en cualquier condición es me-

nor de 1 000, hay una fuerte caída en la eficiencia de lasbombas centrífugas de una etapa; por ello, las de etapasmúltiples o de alta velocidad ofrecen la eficiencia deseada.

La zona 1 es la que incluye bombas que funcionan a1 750 y a 3 500 rpm, porque hace años no se creía quelas bombas de 3 500 fueran tan durables como las de1 750 rpm. Desde la adopción de la Norma AVS susti-tuida después por ANSI B73.1, las bombas con ejes rígi-dos han resultado confiables.

Otra razón de las muchas bombas de 1 750 rpm en lazona 1 ha sido la idea de que las bombas de 3 500 rpmse desgastaban más pronto. Sin embargo, debido a quela velocidad en la punta del impulsor es la misma a 1 750que a 3 500 rpm, como por ejemplo, un impulsor de 6

17 de enero de 1977

SELECCIÓN DE LAS BOMBAS PARA REDUCIR COSTOS DE ENERGíA 27

Caudal, gal/min

Fig. 1 La guía para selección se basa en la velocidad específica, cuyo número de una indicación de laconfiguración del impulsor

in a 3 500 rpm y uno de 12 in a 1 750 rpm, también loes la velocidad del líquido y también lo debería ser la ero-sión de la superficie del metal. Otra razón para no limi-tar la velocidad de funcionamiento es que los impulsoresmejorados permiten trabajar a 3 500 rpm con capaci-dades de 5 000 gal/min y mayores.

Evaluar límites del rendimiento de succión

La selección de la velocidad de funcionamiento tam-bién puede estar limitada en forma indirecta por especi-ficaciones del rendimiento de succión tal como fijar lavelocidad específica para máxima succión en forma di-recta o indirecta con la constante sigma o con las tablasdel Hydraulic Institute.

La velocidad específica de succión se define como S =Nc”lH,” en donde N es la velocidad de rotación, rpm,Q = capacidad, gal/min y HJ = carga neta positiva desucción, ft

Los valores de S menores de 8 000 a 10 000 se hanaceptado hace mucho tiempo para evitar la cavitación.Sin embargo, desde que se empezó a utilizar el inductor(Fig. 2) los valores de S en la gama de 20 000 a 25 000se han vuelto comunes y ya resultan prácticos valores has-ta de 50 000.

La constante sigma que relaciona la carga neta positi-va de succión NPSH con la carga total ya se utiliza muypoco y las gráficas del Hydraulic Institute son conser-vadoras.

Fig. 2 El inductor se instala en la abertura de

succión del impulsor

Sobre la base de los diseños y materiales actuales, sedeben volver a evaluar o eliminar por completo las res-tricciones que había en cuanto al rendimiento de succión.

Funcionamiento sin máxima eficiencia

Aunque se haya seleccionado la bomba más eficiente,hay circunstancias en que no puede funcionar con su má-

28 SELECCIÓN, DISEflO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

0 0.020 0.040 0.080 0.080

Cerrado Abier to ,á labes rec tos

Ab ier to ,á l abes cón i cos

Fig. 3 La forma cerrada es el perfil m8s lógicopara el impulsor

xima eficiencia. El costo actual de la energía ha hechomás importante este factor. ,

Una bomba centrífuga, que es una máquina hidrodi-námica, se diseña para un punto de funcionamiento má-ximo en lo tocante a capacidad y carga total. Si no setrabaja en ese punto, se reducirá la eficiencia. En tal ca-so, las especificaciones deben tener en cuenta factoresc o m o :

1. La necesidad de un mayor número de bombas pe-queñas. Cuando un proceso trabaja con muchas capaci-dades, como ocurre a menudo, las bombas funcionarána menos de su capacidad total o sea con menor efkien-cia. Para evitarlo, se pueden instalar dos o tres bombasen paralelo en lugar de una grande para que cuando setrabaje con bajo volumen, una de las bombas pequeñaspueda hacer el trabajo.

cara entre el impulsor y la carcasa. Aunque una bombade impulsor abierto se puede construir con una holgu-ra de 0.015 in, no es raro que aumente hasta 0.050 in;después de un corto tiempo de servicio. Esto se ha des-cubierto en muchos estudios incluso un informe de laNASA3 que indica una caída de eficiencia de 10% conuna holgura de 0.050 in (figura 4).

Si es posible, evítense lasbombas especiales

2. Tolerancia para la capacidad actual. A menudo sediseñan los sistemas de bombeo para pleno caudal en al-gún tiempo en el futuro. Antes de que llegue ese tiempo,las bombas funcionarán muy lejos de su eficiencia. Aun-que este periodo intermedio dure sólo dos o tres años,púede ser más económica la instalación inicial de unabomba más pequeña y sustituirla más tarde por la de ple-na capacidad.

En ocasiones, los requisitos particulares de un sistemaexigen seleccionar bombas especiales, cuya eficiencia sueleser baja. Hay que evaluar esos requisitos a fin de deter-minar si en realidad se necesita esa bomba y si vale lapena perder eficiencia. A continuación aparecen ejem-plos de las bombas especiales:

w Las bombas autocebantes se construyen con cáma-ras de succión y descarga que ocasionan considerablespérdidas por fricción. La recirculación también disminuyela eficiencia. Se podría pensar en una bomba vertical defoso húmedo como sustituto.

3. Tamaño ineficiente del impulsor. En algunas es-pecificaciones mencionan que el diámetro del impulsorno será mayor de 90 o 95 % del que puede aceptar la bom-ba, a fin de tener una reserva de carga. Si esta reservase utiliza sólo un 5 % del tiempo, esas bombas funciona-rán casi siempre a menos de su eficiencia.

4. Ventajas de permitir que el funcionamiento sea ala derecha del punto de máxima eficiencia. Algunas es-pecificaciones, que surgen de la idea como la de proveerreserva de carga, impiden la selección de una bomba quefuncionaría a la derecha del punto de máxima eficien-cia. Esto,elimina a la mitad de las bombas que se podríanseleccionar y hace que se empleen bombas de tamañomuy grande que funcionan con baja eficiencia.

w Las bombas con motor enlatado, que se instalancuando es indispensable que haya cero fugas, son menoseficientes porque el entrehierro magnético debe ser másancho para incluir la cámara que encierra el motor.n Las bombas con sello hidrodinámico, que son otro

tipo de bombas con cero fugas, las evitan por el bombeoinverso del segundo impulsor, pero esto reduce la eficien-cia del uso de la potencia.

Impulsor cer rado

Si el impulsor abierto esgá maquinado en forma correc-ta puede ser tan eficiente como uno cerrado. Debido alos problemas de obtener perfiles hidráulicos lisos durantela fabricación, aunque las máquinas herramientas concontrol numérico producen impulsores abiertos configu-rados, las bombas con impulsor cerrado suelen ser máseficientes.

‘i 20-Impu lsor ab ier to

‘õc I I I I IIu 0 100 200 300 400 500

T iempo de func ionamien to , h

Los impulsores cerrados también son más eficientes que Fig. 5 El impulsor cerrado conserva m6s sulos abiertos pues en éstos se depende de la holgura de la eficiencia aunque est6 gastado

Holgura en la cara, in

Fig. 4 El aumento en la holgura disminuye laeficiencia del impulsor abierto

SELECCIÓN DE LAS BOMBAS PARA REDUCIR COSTOS DE ENERGíA 29

n Las bombas para manejo de sólidos se suelen espe-cificar en tamaños más grandes o del tipo de baja eficien-cia, para manejar sólidos bastante grandes sin que seobstruyan. En vez de seleccionar esa bomba puede sermás económico destacar una bomba que se obstruye devez en cuando.n Las bombas con un diseño mecánico exclusivo del

fabricante se escogen a veces porque pueden ser las me-jores para los requisitos particulares del sistema. No obs-tante, se debe evaluar la posible pérdida de eficienciaantes de especificar esas bombas.

En general, se deben evitar las especificaciones restric-tivas que excluyen bombas eficientes. Permítase que elfabricante ofrezca bombas que cumplan con la guía dela figura 1. También puede ser aconsejable incluir en lasespecificaciones que la pérdida de eficiencia tendrá unapenalización, por ejemplo, de mil dólares por hp.

ReferenciasKarassik, 1. J., Design and Operate Your Fluid System for Impro-ved Efliciencv. Pumb Wold. Summer. 1975. Worthineton Pump Inc.Reynolds, J .: ‘Saving ene;gy and costs in pumpingsystems, ‘Chem.Eng., Jan. 5, 1976.NASA Report No. Cr-120815.P u m p i n g Abras& Fluids , Plant Eq., Nov., 1972

El autorJohn H. Doolin es Director de la Pro-

duct Development de Standard PumpsDiv., de Worthington en 14 Fourth Ave.,East Orangc, NJ 07017. Tiene varias pa-tentes de bombas y ha publicado ocho ar-tículos acerca de bombas centrífugas. Escl representante de Worthington en elHydraulic Institute y es presidente delSubcomité 1 de ANSI B73 para bombashorizontales de succión por el extremo.Tiene licenciatura y maestría en ingenic-ría del Newark College of Engineeringy es ingeniero profesional en el estado deNew Jersey.

Selección de las bombaspara industrias deprocesos químicos (IPQ)Una evaluación de los requisitos hidráulicos de un sistema de bombeojunto con el cono-cimiento del comportamiento y las características de funcionamiento de diferentes tiposde bombas permiten elegir 1~ adecuada.

Richard F. Neerken, The Ralph M. Parsons Co.

Las bombas se pueden clasificar en dos tipos genera-les: dinámicas y de desplazamiento positivo. Las bom-bas dinámicas, como lo son las centrífugas,>son aquellasen que se aplica energía al líquido que se bombea conun impulsor o una hélice que gira en un eje. La energíade velocidad aplicada al fluido por el impulsor se con-vierte en energía de presión cuando el líquido sale delimpulsor y avanza a lo largo de una voluta o carcasa dedifusor estacionarias. Por supuesto, cuando hay mayorvelocidad, que se puede obtener con una velocidad de ro-tación más alta, un impulsor de mayor diámetro o am-bas cosas, se puede lograr una carga más elevada.

En las bombas de desplazamiento positivo se aplicaenergía al líquido dentro de un volumen fijo de despla-zamiento, tal como una carcasa o un cilindro, con el mo-vimiento rotatorio de engranes, tornillos o álabes o conpistones o émbolos de movimiento alternativo.

En este artículo se examinarán los tipos básicos queexisten y se estudiarán algunas de las formas para unaselección racional de las bombas.

Análisis hidráulico

Se supone que, primero, se ha hecho un análisis hi-dráulico adecuado del sistema en que se va a utilizar labomba. Desafortunadamente, no siempre ocurre así y sehan seleccionado bombas incorrectas por falta de ese aná-lisis. Se recomienda el empleo de un formulario, en es-pecial en las industrias de productos químicos, pues esuna útil hoja de trabajo, lista de comprobación y re-ferencia durante el proyecto. En la figura 3 se ilustra elformulario ya lleno.

iQué hace el ingeniero después de terminar los cálcu-los hidráulicos? Selecciona la bomba que sea la mejor omás adecuada para el servicio. Aunque las bombas se cla-sifican en las dos categorías mencionadas, hay centena-res de variantes entre las cuales se puede escoger.

Velocidad específica de las bombas

La velocidad específica es un últil indicador para te-ner una idea general del tipo de bomba que se debe selec-cionar. Todas las bombas se pueden clasificar con unnúmero adimensional llamado velocidad específica N, yque se define como sigue:

Nd??N, = -ffW4

en donde N es la velocidad en rpm, Q es la capacidado caudal y Hes la carga. Cuando la capacidad se expre-sa en gpm y la carga en pies, las bombas centrífugas tie-nen velocidades específicas que van desde alrededor de400 hasta más de 16 000 según sea el tipo del impulsor(Fig. 1).

Las bombas dinámicas pequeñas como las regenerati-vas de tipo de turbina y las del tipo de emisión parcialestán en la gama de velocidad específica de alrededor de100 a 1 200. Las bombas rotatorias y reciprocantes tie-nen valores más bajos.

Hace algunos años Balje’ presentó un método útil pa-ra trazar la velocidad específica contra el diámetro espe-cífico en forma de gráfica. El diámetro se define con

DH””4 = \/p

18 de febrero de 1.974

SELECCION DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUíMICOS (IPQ)

Valores de velocidad específica Fuente: Hydraulic Institute

/-T-f’Alabes

Zona de Alabes radiales Zona de hlabes Francis Zona de flujo mixto Zona de flujo axial rotación

Fig. 1 La velocidad específica, número adimensional para diferentes diseños de impulsores, es un índiceútil al seleccionar un tipo de bomba

en donde D es el diámetro del impulsor. Las unidadesutilizadas en la gráfica (Fig. 2) son caudal o flujo Q, ft”/ses igual a [gpm/(60)(7.48)]; H carga, ft; D diámetro delimpulsor ft, y N velocidad, rpm.

Como ejemplo del empleo de este método, se conside-rarán los requisitos para una bomba típica de proceso enuna planta de productos químicos o petroquímicos, co-mo se indica en el formulario para cálculo de carga (Fig.3). En el supuesto de que la impulsión sea con un motorde 60 Hz a 3 500 rpm, la velocidad específica es:

N, = 3 550\/o_669/(250)3’1 = 46.5

Téngase en cuenta un caudal de 300 gpm = 0.669 ft’/s.Con los datos de la gráfica (Fig. 2) se verá que la selec-ción adecuada parece ser una bomba centrífuga, de unaetapa, de flujo radial. Se puede esperar una eficiencia má-xima de 72 % . Más adelante se la comparará con la se-leccionada de acuerdo con la figura 8.

3 0

0.6

0.1

Carga neta positiva de succión

Todas las bombas requieren determinada carga netapositiva de succión, NPSH, para permitir que el líquidofluya a la carcasa de la bomba. Este valor lo determinael diseñador de bombas y se basa en la velocidad de ro-tación, la superficie de admisión o del ojo del impulsoren una bomba centrífuga, el tipo y número de álabes enel impulsor, etc. En la bomba reciprocante está en fun-ción de la velocidad y del tipo de válvulas. En la mayorparte de las curvas de las bombas se indica la NPSH re-querida a una velocidad dada, pero puede variar deacuerdo con el caudal.

En una bomba dada, de dimensiones fijas, se requieremás NPSH con altos volúmenes de flujo. Sin embargo,cuando se reduce el flujo y se aproxima a cero, empiezaa.aumentar la NPSH requerida, como se ilustra en la fi-gura 4 para una bomba. El aumento en la NPSH en es-tas condiciones se explica porque la bomba funciona en

1/

Fuente: Balje’

l I llíl= 0.4 y Bomba de emisión1 / “” / / Ll,/11

Bombas de una etaoa

_N = Velocidad, rpm

0, = Flujo, ft3/s- H = Carga, ft

D = Diám. impulsor, ft d D/ 1 llllllj /

dh D’I 1

0 . 1 0.3 0.6 1 3 6 10 3 0 6 0 100 300 600 1 000 3 000 loo00

Velocidad específica, IV,

Fig. 2 Esta grhfica de velocidad específica contra diámetro específico para bombas centrífugas de unaetapa permite la selección preliminar de la bomba

32 SELECCIÓN, DISEflO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

I I ITRABAJO NO HOJA NO REY

HOJA DE CALC”L0 DE CARGI\ 01 LA BOMBhI I

Fig. 3 CBlculo de carga para requisitos debombas de proceso

condiciones “fuera de diseño”, lo cual disminuye mu-cho la eficiencia y se nota por un funcionamiento ruido-so o aumento excesivo de temperatura con flujos bajo omínimo.

Cuando una’bomba centrífuga no cuenta con suficienteNPSH disponible en el sistema en que va a funcionar,se reducirá su capacidad a menos de la de diseño. Dichoen otra forma, en el punto de capacidad requerida la bom-ba producirá menos carga que la calculada. Este fenó-meno se llama cavitación y lo ocasionan las pérdidas

excesivas de NPSH en la entrada al impulsor de la bom-ba. Con ello, se producen burbujas de vapores en el lí-quido, que se aplastan con rapidez y liberan energía queataca los álabes o el alojamiento del impulsor.

Aunque la cativación en sí no significa un desperfectoen la bomba, pues la bomba puede funcionar de vez encuando con cavitación, con mínimos daños, no se la de-be permitir en un buen diseño del sistema de bombeo.

En la figura 5 se ilustra una vieja definición de la cavi-tación. Cuando la diferencia entre la carga producida ala capacidad nominal y la succión inundada y en la con-dición real es mayor de 3% se dice que hay cavitaciónen la bomba. Las bombas que manejan líquidos puros,como el agua, pueden sufrir más cavitación porque el lí-quido es homogéneo y las burbujas se contraen al mis-mo tiempo. Asimismo, los líquidos como el agua tienenuna elevada relación entre vapor y volumen de líquido.En el mismo sistema de bombeo, un líquido químico mez-clado o de petróleo, compuesto por muchas fracciones quese vaporizan a diferentes temperaturas, producirán unacavitación menos intensa.

Se ha escrito mucho acerca de la cavitación y quedafuera del alcance de este artículo comentar todos los as-

r 1 2 0

-mlOO-8

- f 8 00 ha empezado la cavjtacións

-$ 6 0r _ ss 20 - .a 408 z5 15 -2? 10 -fj 20$ 5-2 o- 0

0 20 40 60 80 100 120Capacidad, % de la nominal

Fig. 5 Cavitación en una bomba

250

”

20 4 0 6 0 8 0 1 0 0 120 1 4 0

Capacidad, gpm

Fig. 4

centrífuga pequeña

La carga neta positivade succión en una bomba dadade dimensiones fijas puedeaumentar cuando se reduce elflujo en la bomba y se aproximaa cero

SELECCIÓN DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMlCOS (IPQ) 33

Fíg. 6 Cálculos de NPSH para líquido en

ebullición en un tanque

pectos del tema. Se han publicado artículos técni-cos2. i, 4, i,h que tratan estos aspectos en detalle. Baste de-cir que se debe seleccionar una bomba que no tenga ca-vitación. iCómo se hace?

Al efectuar el estudio hidráulico, se debe tener suficien-te NPSH disponible para la bomba, mediante el conoci-miento de las características del líquido bombeado y laubicación física de la bomba. Se hará referencia de nue-vo al primer ejemplo en el cual se considera que el líqui-do está en ebullición. La altura del líquido por encimade la bomba se puede controlar al diseñar el recipientede succión con suficiente altura sobre el nivel del piso.Sin embargo, si el líquido está a su punto de ebulliciónen un tanque de almacenamiento al nivel del piso y conla bomba contigua al mismo, se tiene un problema dife-rente para el bombeo, como se ilustra en la figura 6.

La NPSH disponible, (NPSH), se define como:

W’Fh = Psucci6n - Prricción + Pestática - Pvapor)(densidad 2.31).

en donde P,,,,,i,, es la presión absoluta del líquido en suorigen, Phrclún es la pérdida de presión por fricción enla tubería de succión, P,,tática es la altura neta del niveldel líquido encima de la línea de centro de la entrada dela bomba (convertida a psi para esta ecuación) y Pvapures la presión de vapor del líquido a la temperatura decirculación. Se considera que un líquido en ebullición estáa su presión de vapor en el recipiente de origen, lo cualhace que la NPSH disponible sea función sólo de la ele-vación estática y la fricción en el tubo.

En la industria de procesos químicos se acostumbra ob-tener la NPSH mediante la elevación del recipiente parasucción. Cuando no se puede hacer así, existen otros pro-cedimientos. Uno es utilizar una bomba vertical con loselementos de bombeo debajo del nivel del piso y suelenser del tipo enlatado; con ello se obtiene la elevación ne-cesaria debajo del nivel del piso o rasante. Este tipo debomba se utiliza mucho sólo en estos casos, aunque tam-bikn se puede emplear cuando existe una NPSH adecua-da encima de la rasante. Los líquidos en ebullición, losvolátiles, los líquidos como el butano o propano almace-nados en esferas, el condensado que viene de los conden-sadores de vapor a vacío, etc., son algunas de las apli-caciones más usuales para este tipo de bomba.

En sistemas grandes, en especial con caudales mayo-res de 3 000 a 4 000 gpm, puede ser antieconómico o im-posible elevar el recipiente de succión lo suficiente paraproveer la NPSH necesaria para la bomba. Entonces, sepuede emplear una bomba reforzadora, que a menudoes de una sola etapa y de velocidad más baja, que tomael líquido desde el recipiente de succión y lo envía a labomba principal en donde entra a presión más alta.

Este concepto de bombas reforzadoras se aplica a bom-bas pequeñas para productos químicos mediante un in-ductor integrado, que es una forma de impulsor que actúacomo un impulsor reforzador para baja NPSH. Este in-ductor envía el líquido a presión más alta hacia el impul-sor principal y hace que la NPSH neta requerida sea muybaja (de apenas 1 a 2 ft en ciertos tamaños pequeños).

Ahora se hará referencia de nuevo al ejemplo de la fi-gura 3. De entre las docenas de tipos de bombas, icuálse seleccionará para ir de acuerdo con los datos?

Bombas AVS (ANSI B123.1)

Una bomba suspendida del tipo de Ameritan Volun-tary Standards (AVS) sería adecuada para esta aplica-ción. (Para mayores detalles, véase la página 24 de estelibro.) Este tipo es el “caballo de batalla” en la indus-tria de procesos químicos y lo tienen casi todos los fabri-cantes después de que Manufacturing Chemists Assn.propuso la normalización de capacidad y dimensiones demontaje y fue convertida en Norma ANSI.’

Estas bombas están disponibles en tamaños desde 1 inde descarga con capacidad de 100 gpm a 3 550 rpm, hasta8 in de descarga para un máximo de unos 3 000 gpm.En ciertos tamaños pequeños se pueden producir hasta700 ft de carga a 3 550 rpm y unos 200 ft en tamañosmás grandes que funcionan a 1 750 rpm.

Estas bombas incluyen la característica de desarmadopor la parte posterior y el elemento de bombeo se puededesmontar sin abrir las conexiones con la tubería. Se handiseñado para emplear sellos mecánicos y los tiene la ma-yor parte de ellas. Sin embargo, en aplicaciones fuera delo común; también se pueden utilizar empaquetadurasconvencionales.

Debido a la estandarización, muchos fabricantes ya tie-nen los materiales usuales para entrega rápida, tales co-mo hierro dúctil, acero, varios tipos de acero inoxidable,Alloy 20 y Hastelloy. También y con el empleo de losmismos soportes para cojinetes se han creado extremos

34 SELECCIÓN, DlSEfiO Y ESTIMACI6N DE COSTOS

00 100 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 6 0 0 7 0 0 8 0 0 9 0 0 1 0 0 0 1 1 0 0 1 2 0 0 1 3 0 0 1 4 0 0

Capacidad, gpm

Fig. 7 Gráfica de tipos de bombas centrífugas de un fabricante, que indica tamaños disponibles parael tipo AVS

-ia

para líquido especiales para servicios especiales, como elextremo para líquido autocebante o los hechos de plásti-co macizo o con revestimiento de Teflón o cerámica.

Para el ejemplo de la figura 3 (y en el supuesto de quese desee una bomba AVS), se verá cómo se hace la selec-ción del tamaño correcto. Si se consulta una gráfica dedisponibilidad de un fabricante determinado (Fig. 7) seencontrarán los diferentes tamaños que se podrían con-siderar. Si se estudian las curvas individuales de estos ta-maños diferentes (Fig. 8) se encontrará que la bomba máspequeña de 2 x 3 - 8 (Fig. 8a) es muy pequeña para laaplicación, porque su eficiencia máxima es a 260 gpm,que es menor que la requerida; además, tiene el impul-sor del tamaño máximo y requiere alrededor de 15 ft deNPSH a 300 gpm. El ingeniero trata de seleccionar bom-bas con un impulsor de diámetro no mayor del 95 % delmáximo que se puede instalar, para permitir modifica-ciones futuras si se hacen cambios pequeños en los re-quisitos del sistema de bombeo.

El tamaño inmediato superior, 2 x 3 - 10 (Fig. 8b)podría ser aceptable, aunque todavía está más allá de laeficiencia máxima. Se verá que tiene una eficiencia de55 % a 300 gpm y la NPSH requerida es ll ft. La tercerabomba, de 3 x 4 - 8G (Fig. 8c) costaría mucho más.Es una bomba más grande y más eficiente (63 %),, requie-re menos NPSH (10 ft) y es aceptable respecto al diáme-tro del impulsor.

Una vez hecha la selección se pueden anotar la eficien-cia en el punto nominal, los diámetros nominal y máxi-mo de impulsor y la NPSH requerida, cerciorándose deque ésta sea menor que la disponible. Luego, se calculala eficiencia de la bomba con la relación:

NPSH =(gpm) (ft carga) (densidad relativa)

(3.960) (eficiencia de la bomba)

Si se necesita que el motor sea suficiente para todo elintervalo de la curva, bastaría con prolongar la curva has-ta el extremo de la gráfica. Con ello, se pueden obtenerotros puntos de capacidad, carga y eficiencia y calcularel caballaje al final de la curva, como se ilustra. Salvoindicación en contrario, todas las curvas son para Iíqui-dos con densidad relativa de 1 .O y se deben corregir co-mo se ilustra.

Otras bombas centrífugas

Se pueden utilizar bombas horizontales, un poco másantiguas, para el mismo servicio. Las bombas suspendi-das de descarga tangencial fueron las predecesoras de lasdel tipo AVS y todavía hay muchas en uso, aunque sehan ido sustituyendo poco a poco por las AVS porquetienen más ventajas, hay mayor existencia y tienen me-nor costo.

Se podría haber seleccionado el tipo de acoplamientocompacto, con descarga tangencial o dimensiones AVSen el extremo para líquido. Su desventaja para procesosquímicos es que son más peligrosas, porque el motor es-tá muy cerca del sello de la bomba y puede sufrir dañossi hay falla de un sello o empaquetadura. Tampoco sepueden desmontar por la parte posterior, lo cual requie-re desconectar la tubería o el motor eléctrico para sacarel elemento. Además, se requieren motores especiales,montados en brida, lo cual puede ser indeseable pues nohabrá intercambiabilidad con otros motores en una plan-

SELECCIC)N DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QlJiMlCOS (IPO)

Rpm: 3 500

I I Modelo: 3195 y 3196Tamaño: 2 X 3 - 8

1 I I I 1 l .

1 6 0

1 5 0 2 0 0 2 5 0 3 0 0 3 5 0 4 0 0

Capac idad, gpm

I 1 1 ! ! ! I 1’ ! I 1 1 IRpm:3550

5 0 0

01 0 0 200 300 400 5 0 0 6 0 0

3 2 0

2 4 0,c

0

Fig. 8

Capac idad, gpm

Fig.- Lll8 b

I NPSH,- 6 I10’ ,\.

_ Rpm: 3 500

Modelo: 3196 y 3196--14':I 16'- Tamaño: 2 x 4 - 8 G

76/970:, 18' k 20 123'1 I I l .

+-!-~-$YrW -

l”I+ %

/ j ’

, , 1 1 , I , , Fig. 8c -l l J

0 1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 600 700 8 0 0 9 0 0

Capac idad, gpm

Características de algunas de las bombas de la gráficade la figura 7

36 SELECCION, DISENO Y ESTIMACl6N DE COSTOS

ta. Sin embargo, se han construido plantas en que se em-plea este tipo de montaje del motor y se pueden lograrciertos ahorros con la eliminación de la placa de base ycon la facilidad para alineación e instalación.

Se podrían haber seleccionado también bombas hori-zontales de doble succión de carcasa partida para esta apli-cación. Sin embargo, este tipo de bomba de ese tamaiíono se seleccionaría para procesos químicos porque sue-len ser de mayor costo inicial, no ofrecen ventaja apre-ciable en eficiencia y requieren dos prensaestopas en vezde uno. Todavía se emplean mucho para servicio gene-ral, para agua de enfriamiento o para incendios o cuan-do se requiere un caudal muy alto, de más de 3 GOO gpmpara el cual no hay tipo AVS.

Ahora se considerarán condiciones hidráulicas idénti-cas, pero para un líquido diferente. Se trata ahora de unlíquido corrosivo, tóxico y peligroso. Hasta el mejor se-llo mecánico puede fallar.

En.las bombas convencionales se pueden instalar do-bles sellos mecánicos con un líquido no tóxico para re-ducir las fugas. Si no se desea este sistema, se debe pensaren bombas a prueba de fugas. Hay varios tipos de bom-bas suspendidas en tamaño hasta de 10 in, para unos4 000 gpm, en donde se emplea un sello hidráulico, bajocarga de resorte o carga de aire. El sello se mueve a lolargo del eje durante el arranque y hace que el prensaes-topas permanezca sellado durante el funcionamiento ocon la bomba parada.

También está disponible la bomba de rotor enlatadoen tamaños desde unos 20 gpm hasta más de 1 500 gpmy cargas hasta de 500 ft en los tamaños pequeños. Estetipo de bomba permite la recirculación y retorno de lí-quido en torno a los cojinetes del motor. Un delgado cas-carón de acero inoxidable impide el contacto de losdevanados del motor con el líquido. No se requiere selloen el eje y se puede obtener bombeo a prueba de fugas.

Bombas para alta temperatura

Ahora se estudiará el mismo problema hidráulico pe-ro con el requisito adicional de que el líquido está calien-te. El límite de temperatura para la carcasa tipo AVSsoportada con pedestales es entre 350 y 400’F. En la ma-yor parte de las plantas para productos de petróleo y pe-troquímicas no se permite este tipo, ni siquiera a esatemperatura, sino que requieren la bomba del tipo de car-casa soportada en la línea de centros (Fig. 9). Aunque sonsimilares en sus factores hidráulicos, estas últimas bom-bas son más fuertes (la presión máxima de trabajo de lacarcasa es de 600 psig o mayor contra alrededor de 300psig para el tipo AVS) y son adecuadas para temperatu-ras de 800°F o más. También son del tipo de desmonta-je por la parte posterior y son las primeras en que seutilizó. La carcasa soportada en la línea de centros per-mite una dilatación igual, encima y debajo de la línea decentros de la bomba, que es esencial cuando se bombeanlíquidos calientes. Para temperaturas mayores de unos250°F, el prensaestopas y la cubierta de cojinetes pue-den tener enfriamiento por agua.

Estas bombas también están disponibles en tamañosgrandes con el empleo de construcción de dobles cojine-

Fig. 9 Bomba soportada en línea de centros paraalta temperatura

tes o entre cojinetes. La carcasa está partida o divididaen el eje vertical y permite utilizar una junta confinada,como en el tipo suspendido, deseable cuando se mane-jan líquidos calientes, inflamables o peligrosos.

También hay tipos de bombas suspendidas del tipo so-portado sobre centros, de menor costo. Incluyen todaslas características de los tipos AVS junto con orejas enla carcasa que permiten soportarla en la línea de centros.Hay que tener cuidado al especificar estas bombas, por-que no son tan resistentes ni adaptables como las de tiposoportado sobre centros estándar.

Bombas para pastas aguadas

Si se va a bombear una pasta aguada más o menos es-pesa en vez de líquido caliente o corrosivo, se debe utili-zar la bomba con revestimiento. Este tipo, que tambiénes de diseño suspendido suele ser más fuerte y grueso ytrabaja a menos rpm y a menudo la propulsión es conbandas V o de velocidad variable. Pueden tener revesti-miento duro con placas de metal duro reemplazable, co-mo el Ni-hard que resiste la abrasión por las pastasespesas o pueden tener revestimiento de caucho, que seprefiere para algunos materiales. El bombeo de pastasaguadas es un tema especializado y se puede encontrarmás información en las páginas 214 y 238 de este libroy en otras publicaciones.8xg

Bombas verticales: en línea o parasumidero

Se puede obtener capacidad hidráulica similar a la deltipo AVS con la bomba vertical en línea, que se ha po-pularizado mucho por su diseño compacto y ei ahorro de

SELECCIÓN DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUíMICOS (IPQ) 37

espacio porque se instala directamente en la tubería ho-rizontal. El ANSI ha publicado una normal0 para bom-bas verticales en línea para las industrias de procesosquímicos; también se cuenta con aleaciones especiales.También están disponibles modelos para gran caudal ytemperaturas y presiones altas, para caudales hasta deunos 2 500 gpm y cargas de 150 ft.

Si la bomba que cumpla con los requisitos de la figura3 debe estar en un tanque o una fosa, la elección másprobable será una vertical. También se pueden utilizarbombas horizontales autocebantes en donde hay cargade succión, según lo prefiera el usuario. Las bombas ver-ticales para sumidero son centrífugas, de voluta, de unaetapa o verticales de turbina de una etapa; estas últimasson una derivación de las bombas de pozo profundo deagua. Consiste en una o más etapas atornilladas entresí para formar una bomba de etapas múltiples. Estas bom-bas están disponibles para caudales de 60 a más de 30 000gpm, por ejemplo, para agua de enfriamiento en una

’ planta grande.Por otra parte, la bomba de sumidero tipo voluta tie-

ne muchas variantes especiales para procesos químicosque no se emplean en las bombas verticales de turbinacomo son camisas de vapor para bombear líquidos en fu-sión (Fig. 10) o son de diseño vertical en voladizo queno necesitan cojinetes a lo largo del eje y eliminan la po-sibilidad de corrosión en el tanque o fosa. También haybombas verticales para pastas aguadas, con revestimien-tos de metales especiales o de caucho, con impulsores deltipo de paletas que dan mayor eficiencia general así co-mo confiabilidad en servicios difíciles con materiales su-cios.

Bombas de etapas (pasos) múltiples

Para cargas mayores de unos 700 ft, las bombas de-ben funcionar a velocidades mayores que las obteniblescon motores de 60 Hz o se pueden usar bombas de eta-pas múltiples.

Las bombas de tipo dinámico van de acuerdo con laley de la afinidad:

N QJ

H2=-L= 24 Qz 4

en donde N es la velocidad, Q es el caudal o flujo y Hes la carga. Con esta relación, se puede ver que al hacerfuncionar una bomba al doble de la velocidad dada, seduplica la capacidad y la carga producida será cuatro ve-ces mayor. Para funcionar a más de 3 550 rpm, se re-quieren engranes aumentadores de velocidad, que nosiempre son deseables.

Muchas bombas se construyen sólo con cojinetes anti-fricción, que no se emplean en bombas para más de 4 000a 4 500 rpm. Por ello, sólo en bombas de diseño especialpara altas velocidades se pueden obtener mayores car-gas con una sola etapa. Lo más común es utilizar variasetapas en serie en la misma carcasa; la de tipo partidohorizontalmente es la que más se utiliza y tiene los im-pulsores dispuestos ya sea en un solo sentido y equilibra-dos con tambores y cojinetes de empuje para equilibrio(balanceo) o impulsores opuestos en los que el empuje

___ Impulsor

C a b e z a-de succión

Manthgase el vapor saturado en la camisa de la bomba a 35psi. Cualquier otra presión o temperatura cambiar8 la viscosi-dad del azufre y puede defier el cojinete sumergido.

Fig. 10 Bomba centrífuga vertical con camisa devapor

se equilibra en forma parcial por las fuerzas opuestas encada uno.

Se pueden lograr presiones altas, mayores de 1 800 a2 000 psi con la carcasa del tipo de barril partida verti-calmente, que se utilizan para alimentación de calderasa alta presión o en bombas de carga de alta presión enciertos procesos químicos y petroquímicos. Las bombasde dos etapas también se pueden obtener en el tipo decarcasa partida horizontalmente o como soportadas en-tre líneas de centros de cojinetes que se pueden emplearen la gama de 50 a 2 700 gpm con cargas hasta de unos1 500 ft.

38 SELECCIÓN, DISEflO Y ESTIMAClON DE COSTOS

Fig. 11 Requisitos de carga de bombeo paraflujos pequeños

En las bombas verticales de etapas múltiples se apli-can leyes de afinidad similares y se pueden construir hastacon 20 o 25 etapas en bombas verticales de turbina pe-queñas. Pero, antes de especificar una bomba que tienetantas piezas conviene investigar otros tipos como la ver-tical en línea con engranes aumentadores de velocidad0, quizá, una bomba reciprocante tríplex.

Bombeo de volúmenes pequeños

A menudo, muchos de los requisitos de bombeo en lasindustrias de procesos químicos son para volúmenes pe-queños. Aunque siempre se piensa en plantas y produc-

ciones más grandes, subsiste el hecho de que en unaplanta de proceso de cualquier tamaño siempre se nece-sitan bombas pequeñas. Esto plantea el dilema de no po-der encontrar una bomba lo bastante pequeña para untrabajo eficiente y hay que llegar a una solución inter-media en cuanto a la eficiencia o tipo de bomba centrí-fuga.

La solución intermedia más clara para bombear volú-menes pequeños es utilizar una bomba demasiado gran-de para el trabajo. Examínese el problema de la figurall. El examen del formulario para cálculo de carga su-geriría el empleo de una bomba centrífuga convencional.Pero el tamaño más pequeño disponible, por ejemplo enel tipo AVS es demasiado grande (Fig. 12). Se podría se-leccionar la bomba de todos modos si se trabajara de re-torno en la curva hacia cero flujo, con el sacrificio de la.eficiencia. Si se consulta la figura 2 se confirmaría quepara esta velocidad específica de 10.5 (con Q en ft3/s ya 3 550 rpm) no se podría encontrar ninguna bomba cen-trífuga eficiente.

Pero, se podrían estudiar otros tipos de bombas paraeste servicio. La bomba de emisión parcial, que se cons-truye casi siempre en tipos verticales en línea, tiene unsolo punto de emisión en el difusor, por contraste con unabomba de voluta completa (Fig. 13). La bomba de emi-sión parcial aparece en la figura 2 dentro de una gamalimitada. Se construye para acoplamiento directo a 3 550para capacidades entre 5 y 300 gpm y con transmisiónde engranes con velocidades de rotación hasta 24 000 rpmcon capacidades hasta de 400 gpm o cargas de 6 000 ft.

La bomba regenerativa de tipo turbina también estádisponible para pequeños volúmenes y con una o dos eta-pas, aunque también hay algunas de etapas múltiples.Este tipo es para líquido limpio, libre de materiales abra-sivos o particulados, porque las holguras entre el impul-sor y la carcasa son muy pequeñas. Está disponible entipos con eje horizontal o vertical y algunas marcas tie-nen carcasas con las dimensiones externas de AVS; sinembargo, ambos son ineficientes. Se selecciona por susencillez y facilidad de funcionamiento y control. Si senecesita un bombeo eficiente en bajo volumen, se pue-den emplear bombas de desplazamiento positivo.

I NPiH,14’11w~(_^. rpln: 3 !ioo

40 80 1 2 0 1 6 0 2 0 0 2 4 0

La curva para la bombacentrifuga tipo AVS mhs pequeñaindica que puede manejar unpequeño volumen con sacrificio de l a

Capac idad. gpm eficiencia

SELECCIÓN DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUíMICOS (IPO) 39

Tabla I Velocidades máximas para bombas

reciprocantes en servicio en procesos

Bombas de Bmbolo

Carrera, Velocidad, Valoc. Bmbolo,

in vm ft/min

2 4 3 3 1 3 03 3 2 0 1 6 04 2 7 0 1 8 05 2 4 0 2 0 06 2 2 0 2 2 0

-Bombas de vapor dúp lex de acc ión d i rec ta ~

Carrera, Inversiones de Veloc. pistón,

in velocidad/min ft/min

6 3 0 3 08 26.2 3 5

10 2 4 4 01 2 22.5 4 5

Los valores de esta table se sugieren para líquidos a manos de 200°F ycon viscosidad menor de 2 oo0 SSU. Para temperaturas o viscosidades másaltas, hay que reducir estos valores.

Bombas de desplazamiento positivo

Estas bombas se dividen en rotatorias y reciprocantes.R.W. Abrahami publicó una gráfica en que se descri-ben más de una docena de tipos de bombas rotatorias,que se utilizan no sólo para bajo volumen sino tambiénse fabrican para capacidades hasta de 2 500 gpm. Asi-mismo se emplean para líquidos viscosos, con los cualeslas bombas centrífugas no son muy eficaces.

Las bombas reciprocantes se subdividen en bombas depropulsión con pistones y émbolos mediante cigüeñal ybombas de vapor de acción directa. Estas últimas aun-que ya no son muy comunes, se pueden tener en cuentapara ciertos servicios especializados en que se emplea va-por como fuerza motriz. Funcionan por la fuerza delvapor aplicada en el pistón para vapor que se transmitedirectamente por medio de la biela y las válvulas al pis-tón para líquido. La presión relativa que producen estáen función de la relación de tamaño entre el pistón paravapor y el de líquido.

La mayor parte de las bombas reciprocantes utiliza-das en la actualidad tienen propulsión con un cigüeñal.Se construye con dos o más émbolos (por lo general tres,cinco o siete) para reducir el efecto del flujo a pulsacio-nes, que es una de las desventajas de las bombas de despla-zamiento positivo (Fig. 14). Aunque las pulsacionespueden ser pequeñas en una bomba tríplex, siempre lashay y se deben tener en cuenta para el proceso, en espe-cial en lo que toca al control. A menudo se utilizan amor-tiguadores de pulsaciones para reducirlas a un gradoaceptable.

Dado que el pistón o el émbolo no pueden recorrer to-da la cavidad o espacio en que se mueven, hay una partedel volumen del cilindro a la que no llegan, lo que dalugar a la eficiencia volumétrica, la cual se define comola relación entre la capacidad real bombeada y el despla-zamiento teórico. La eficiencia volumétrica no se debeconfundir con la eficiencia de bombeo, pues una bomba

Bomba de un solo punto de emisión

Bomba con voluta de emisión total

Fig. 13 Trayectoria de flujo en la bomba de

emisión parcial

Variación por arriba de la media: 6.1%Variación por abajo de la media: 16.9%

IVariación total 23.0% 1

I I

.o2LL

Fig,

0 6 0 1 2 0 1 8 0 2 4 0 3 0 0 3 6 0

hgulo de cigüeñal, grados

, 14 Las pulsaciones en una bomba

reciprocante tríplex

40 SELECCIÓN, DISEmO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

con baja eficiencia volumétrica puede tener alta eftcien-cia mecánica, lo cual da por resultado un consumo muybajo de potencia de acuerdo con la relación:

BHP =(flujo, gpm)(presión, psi)

1.7 14 (eficiencia mecánica)

Aunque el concepto de la carga de bombeo tambiénse aplica en las bombas de desplazamiento positivo, raravez se menciona porque no es necesario en la deterrnina-ción del caballaje. Como las bombas son del tipo de des-plazamiento positivo, no del dinámico, producirán lamisma presión en cualquier líquido que pueda entrar ala cámara de la bomba.

Las bombas reciprocantes, por lo general, se seleccio-nan con base en la velocidad del cigüeñal, rpm, y la

. velocidad del pistón o émbolo, ft/min. La velocidaddel pistón es la velocidad promedio a la cual se muevenel pistón o el émbolo para efectuar su carrera completay se puede calcular cuano se conocen la carrera y la velo-cidad de rotación, como sigue:

S = 2LN/12

en donde S es la velocidad del pistón, ft/min; L es la ca-rrera, in; y N la velocidad de rotación, rpm.

El fabricante, por lo general, es el que recomienda lasvelocidades de rotación y del pistón o émbolo. No obs-tante, se sugiere utilizar los l ímites de la tabla 1 como guíacuando se requiere bombeo continuo sin interrupciones.

Las bombas reciprocantes también requieren NPSH,pero si la NPSH disponible fuera insuficiente, las bombasreciprocantes no tienen cavitación como en las bom-bas centrífugas. En lugar de ella, la cámara del cilindrono se llenará y el líquido se vaporizará cuando pasa porlas válvulas de entrada. Esto ocasiona una reducción enel volumen de salida, una probable carrera más corta enlas bombas de acción directa o vibración y ruido en laspropulsadas por cigüeñal. La NPSH requerida por unabomba de cierto tamaño es también función de la veloci-dad (Fig. 15). Por ello, el modo de seleccionar la bombaidónea para sistemas con baja NPSH en los que se ne-

- 8 0 -

- J O -

- 60-c2

-850-g

.!! 4tXl rpm máximo:: 9

’ 808s 7

’ 6

s 53

43

1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0Veloc idad de la bomba, rpm

Fig. 15 Requisitos de NPSH para bombasreciprocantes

cesitan bombas de desplazamiento positivo es especificarlas rpm de funcionamiento menores que las máximas.

Hay muchos tipos de válvulas para las bombas de ac-ción directa y las propulsadas por cigüeñal, que inclu-yen válvulas de placa, de macho y disco, guiadas conaletas, de bola y de asiento esférico. Por lo general, sedan al fabricante todos los datos de propiedades del lí-quido y condiciones de trabajo para que seleccione la vál-vula adecuada.

La bomba reciprocante, igual que la rotatoria de des-plazamiento positivo, se aplica para volúmenes grandes(hasta de 2 500 gpm), para presiones altas (10 000 psigo mayores con diseños especiales) o para tuberías espe-ciales para las cuales no se pueden construir bombas cen-trífugas, por ejemplo, en la planta para manejo de pastasaguadas de carbón en Black Mesa.” No se deben con-siderar obsoletas las bombas reciprocantes porque toda-vía tienen su lugar en ciertas aplicaciones especiales.

Bombeo de líquidos viscosos

La aplicación más importante de las bombas rotato-rias de desplazamiento positivo es para líquidos viscosos.Son dinámicas porque conforme sube la viscosidad dellíquido, también aumentan las pérdidas por fricción. Esto

Fig. 16 El rendimiento de lasbombas centrífugas cambiacuando manejan líquidos dediferente viscosidad0 loo 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 6 0 0

Capacidad, gpm

SELECCION DE LAS BOMBAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUíMICOS (IPO) 41

--... “”helicoidal doble, de 4 in.

t I

y 875

._._.-;

rp”:

K I Caballaie I

0 loo 200 300 400 500 600Presión total, psi

ocasiona una caída en la relación carga-capacidad de unabomba dada y una disminución en la eficiencia (Fig. 16).Para contrarrestar esta dificultad, se pueden utilizar bom-bas de engranes o de tornillos, pues la viscosidad crecienteayuda a la bomba, porque se pierde menos líquido enel deslizamiento y hay más flujo neto de avance. Por su-puesto, deben tener suficiente potencia para manejar ellíquido viscoso. En la figura 17 se presenta una curva tí-pica de rendimiento de una bomba rotatoria con veloci-dad constante y viscosidad variable en el líquido.

Bombas de volumen controlado

Las bombas requeridas para volumen muy pequeñoque entregan una cantidad dosificada exacta en un sistemade inyección o uno de alimentación de productos químicospertenecen a una categoría diferente. Estas bombas son,básicamente, de émbolo, propulsadas por cigüeñal o ma-nivela con algún mecanismo para ajustar la carrera. Es-te ajuste, por lo general, se hace cuando la bomba estáen marcha; hay algunas que tienen ajustador automáti-co. También, en estas bombas,está disponible el extre-mo para líquido con diafragma. El diafragma separa ellíquido bombeado del aceite hidráulico que maneja el ém-bolo y se tiene bombeo a prueba de fugas en toda la du-ración útil del diafragma. Las bombas de émbolo o dediafragma se pueden disponer como unidades múltiplespara manejar volúmenes más grandes o, a veces, paramanejar diversos caudales de líquido con la misma uni-dad propulsora.

Lineamientos para selección de bombas

El ingeniero de procesos para la selección de una bom-ba debe tener en cuenta la infinita variedad que hay. Porello, vale la pena repetir las siguientes recomendaciones:1. Cálculo exacto de la carga de la bomba.2. Conocimiento básico de los diversos tipos de bombas.3. Tomar la decisión del tipo de bomba que se desea (ho-rizontal, vertica!, en línea, sobre o bajo el nivel del piso,etc.).

Rendimiento de unabomba rotatoria a velocidadconstante y con líquidos dediferente viscosidad

La información de los fabricantes es de suma utilidadpara determinar el tipo que se debe utilizar y se debe so-licitar antes de redactar las especificaciones o enviar so-licitudes de cotización. Se acostumbra enviar hojas dedatos de las bombas en las solicitudes de cotización y ana-lizar las propuestas después de recibirlas, pero sólo cuan-do se trata del mismo tipo cotizado por cada fabricante.

Además, no hay sustituto de la experiencia y el senti-do común al seleccionar una bomba. Se deben tener encuenta al seleccionar las bombas el historial de serviciode una marca de bomba, la preferencia del personal dela refinería o planta y tratar de tener intercambiabilidadcompleta en una unidad de proceso o en toda la planta.

Agradecimientos

Las siguientes empresas han suministrado información o ilustracio-nes: Aldrich Div., Ingersoll-Rand Co.; Allis Chalmers Corp.; AuroraPump Div., General Signal Corp.; Barrett, Haentjens Pump Co.; Buf-falo Forge Co.; Byron-Jackson Pump Div., Borg-Warner Corp.; Chem-pump D i v . ; Grane C o . ; Dean B r o t h e r s P u m p s Ix.; D e m i n g Div.,Grane Co.; Duriron Co., Inc.; Eco Pump Corp.; Envirotech Corp.;Fairbanks Morse Pump Div., Colt Industries Ix.; The Galigher Co.;Gorman-Rupp Co.; Goulds Pumps, Ix.; Hills-McCanna Div.; I.U.International Corp.; Hydraulic Institute; Ingersoll-Rand Co.; Inter-pace Corp.; Johnston Pump Co.; La Bour Pump Co.; Chas. S. Lewis& Co., Inc.; Mission Mfg. Co., TRW Ix.; Nagle Pumps Inc.; PacificPumps Div., Dresser Industries Inc.; Peerless Pump Div., FMC Corp.;Roper P u m p C o . ; Roy E . R o t h C o . ; M i l t o n Roy C o . ; S u n d s t r a n dCorp.; Tuthill Pump Co.; Union Pump Co.; United CentrifugaI Pumps;Wallace & Tiernan Inc.; A. R. Wilfley and Sons Inc.; Wilson-SnyderPumps, Oilwell Div., U.S. Stell Corp.; Viking Pump Div., HoudailleIndustries Inc.; Waukesha Foundry Co.; Worthington Corp.; YarwayCorp.

Referencias

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42 SELECCIÓN, DISEÑO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

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oct. 15, 1973, p. 105.

El autor

Richard F. Neerken es ingenieroe n jrfe d e l R o t a t i n g EqulpmcntGroup, T h e R a l p h M . P a r s o n sCompany , Pasadena, Ca l i fo rn i a ,91121. Ingresó a Parsons en 1957 yha trabajado en forma continua co”máquinas rotatorias como bombas,t u r b i n a s , c o m p r e s o r e s , b o m b a s ymotores en muchos proyectos de laempresa. Dirige a un grupo de ITI&de 30 ingenieros que hacen trabajossimilares para Parsons en todo elmundo. Tiene título de ingenieromecánico de California Institutc of

Technology; es ingeniero profesional en California y miembro delContractors’ Commit tee o” Mechanical E q u i p m e n t e n e l API.

Ahorro de energía y costosen sistemas de bombeoPara tener mínimos costos en los sistemas de bombeo no basta el costo inicial. Hayque evaluar todo el sistema, incluso los requisitos de gasto (caudal), de capacidadvariable y de materiales.

John A. Reynolds, Union Carbide Corp.

Hay muchas formas de desperdiciar energía, sin sa-berlo, en los sistemas de bombeo. En este artículo se des-cribirán algunas de las más notorias. Pero, primero hayque determinar lo que cuesta la energía y averiguar có-mo se puede ahorrar caballaje si se invierte en una bom-ba más eficiente.

Costos de energía

Se compararán dos bombas de diferentes fabricantesen servicio de reforzamiento para agua. La marca Arequiere 10 hp en las condiciones específicas de fun-cionamiento; la marca B requiere 9 hp. El costo de la

5 de enero de 1976

44 SELECCION, DISENO Y ESTIMAClON DE COSTOS

Capacidad, gpm

Fig. 1 Los requisitos de NPSH aumentan los

costos de bombeo

electricidad comprada es de 2 centavos de dólar por kWh.El costo directo de operación en una instalación proyec-tada para durar 10 años sería (2álkWh)(8 750 h/año)(0.746 kW/hp) (10 años) + eficiencia de motor de 0.85= $1 538lhp.

Sin embargo, un dólar gastado en el décimo año dela instalación valdrá menos que un dólar de hoy, por lapérdida de valor del dinero. (Si se utiliza el análisis porel método de flujo de efectivo descontado se pueden in-cluir los diversos elementos a considerar, como inversión,costos directos, tasas de interés, duración de la instala-ción, etc. y llegar a una cifra precisa.) Para mayor senci-llez en lo sucesivo, se supondrá que $1 000 es la cantidadque se puede gastar en el costo inicial para ahorrar uncaballo en el funcionamiento, o sea lo que se llama equi-valente de inversión de los costos de operación en toda la“vida” del equipo. Por tanto, si la bomba de marca Acuesta $1 500 y la marca B cuesta $1 700, entonces éstaserá la que ofrezca mayor economía total como se indicacon las comparaciones de la marca A y la marca B enla tabla 1.

Tabla I Costos totales evaluados

Bomba Costo inicial

Marca A $1 500Marca B 1 700

Equiva lentede inversión

$ 1 OO00

Costo total

$ 2 5001700

Diferencia en favor de marca B $ 800

Tabla ll Bomba m8s grande o mayor altura

Bomba Costo inicial Otros costos Costo total

A (18.3 hp)B (25.3 hp)

$3 500 $ 1 2 0 0 " $4 7004500 7ooot l l 500

Ahorro neto de bomba A es: $6 800

l Para columna y tubos adicionalest Costo de 7 hp a $1 OW/hp (equivalente de invers ión)

Tabla III Unidad motriz de velocidad fija o variable

EquivalenteUnidad motriz de inversión Motor Costo total

Rpm fijas*(19.4 hp) $19 400 $ 5oot $19 900

Rpm variables”(4.6 hp) 4600 4500$ 9 loo

Ahorro neto con propulsión de rpm variables $10 800

l A 500 gpm.t Costo de un motor estándar de 30 h p .$ Costo de motor de 30 hp de velocidad variable y controles.

Una vez establecido el equivalente de inversión parael uso de servicios públicos, es aconsejable informarlo alproveedor y quizá anotarlo en la hoja de datos del equi-po. Esto le ayudará a ofrecer la bomba más económicaen general y no lo limitará a que cotice la bomba quees sólo la de menor precio inicial.

Bombas de circulación de calandria

Muy a menudo el ingeniero de diseño decide la eleva-ción de la columna sobre la rasante antes de seleccionarla bomba de circulación de calandria. Al tratar de lograreconomías, hace que la altura sea la menor posible sindarse cuenta de que se va a pagar siempre una penaliza-ción en energía a cambio de un pequeño ahorro en el costoinic ia l .

Por ejemplo, se puede necesitar una bomba para 1 200gpm y una carga de 50 ft. Pero, con una pequeña altura,quizá sólo estarán disponibles 5 ft de NPSH (carga netapositiva de succión). La bomba A (Fig. 1) tiene la máxi-ma eficiencia para la aplicación, pero requiere 9 ft deNPSH a la capacidad nominal. Por ello, el proveedor de-be ofrecer una bomba más grande y más costosa, que fun-cione con menor eficiencia para utilizar los 5 ft de NPSHdisponible. Siempre debe haber más NPSH disponible quela requerida por la bomba, para impedir la cavitación.

Si se requiere una aleación costosa para la aplicación,el costo inicial de la bomba grande será todavía más al-to: Ese costo excederá lo que costaría la altura adicionalde una columna de acero. En la tabla II se presenta unacomparación de los aspectos económicos típicos de lasbombas A y B. Se puede obtener un ahorro de $6 800si se aumenta la altura y se compra la bomba más efi-ciente. Antes de establecer la altura sobre l& rasante se‘deben comprobar los requisitos de NPSH para la aplica-ción.

Requisitos de capacidad variable

Algunos procesos pueden tener requisitos de capaci-dad que varían dentro de un amplio intervalo. Una for-ma común de resolverlo es adquirir una bomba conpropulsor con motor de velocidad fija e instalar una vál-vula de control para reducir el flujo durante los periodosde demanda baja. En los sistemas en que la caída de pre-sión es parte importante del requisito total de carga,vale la pena considerar una propulsión de velocidad,

AHORRO DE ENERGíA Y COSTOS EN SISTEMAS DE BOMBEO 45

Tabla IV Tipo de bombas, flujos muy pequeíios

Bomba*Costo Equiva lenteinicial de inversión

Costototal

Centrífuga estándar

(10.9 hp de diseîio) $1 200 $10 900 $12 100

Dosificadora(0.58 hp de diseño) 3500 580 4080

Centrifuga pequeña,altas rpm

(1.5 hp de diseño) 1300 1500 2800

l Todas las bombas manejan 3 gpm c o n c a r g a de 324 ft (140 psi)

variable. Según el ejemplo de la figura 2, la capacidadnormal es de 500 gpm, pero a veces se necesita hasta pa-ra 1 000 galones.

Por supuesto, una bomba para 1 000 gpm con motoreléctrico y válvula de control puede manejar la demandade 500 gpm. Pero se debe tener en cuenta que con esterégimen, la eficiencia será de sólo 65 % por comparacióncon 83% cuando se trabaja con 1 000 gpm. Además, severá que la carga real requerida en el sistema es de sólo30 ft y no los 100 ft que produce la bomba a alta veloci-dad.

La carga producida por una bomba centrífuga varíaen proporción directa al cuadrado de la relación de rpmy sy capacidad varía directamente con la relación o ra-zón de rpm. Es decir, puede “seguir” muy bien la cur-va de caída de presión del sistema y la mantiene eficiente,si se pueden variar las rpm. En la tabla III se verá queuna propulsión de velocidad variable es la mejor elección.

Para seguir con este ejemplo, hay que observar la cur-va de caída de presión del sistema y tener presentes lasleyes de afinidad relativas a la carga y capacidad de labomba en contra de las rpm. Si la demanda está dividi-.da por igual entre 500 y 1 000 rpm sin necesidades in-termedias, entonces un motor cuya alta velocidad sea eldoble de las rpm inferiores y que cueste unos $1 000 se-ría la elección más económica. Si hay demandas inter-medias, se podría utilizar una válvula de control paramanejarlas.

Una última palabra respecto a las propulsiones de ve-locidad variable para el control de la capacidad en lasbombas centrífugas. Se pueden emplear para variar el

Tabla V Tipos de bombas, flujos pequeños

Bomba*Costoinicial

Equivalentede inversión

Costototal

Centrífuga estándar(17.2 hp de disefio) $1 500 17 200 $18 700

Centrífuga, pequeña,al tas rpm

(4.7 hp de diseño) 1500 4700 6200Tríplex de Bmbolo

(1.7 hp de diseño) 5500 1700 7200

l Todas las bombas manejan 12 gpm de agua desionizada con carga de400 ft (173 DSi)

Tabla VI Bombeo de líquidos de alta viscosidad

Costo Equivalente CostoBomba* inicial de inversión total

Centrífuga estándar(34 hp de disefio)

Rotatoria, engranes

$1 600 $34000 $35 600

(4.5 hp de diseño) 1600 4500 6 100

Diferencia en favor de bomba de engranes $29 500

l Todas las bombas manejan 50 gpm con carga da 230 ft (100 ps i ) delíquidos de viscosidad da 500 cp.

flujo sin utilizar válvula de control y pueden reducir losrequisitos de caballaje en 50% o más.

Selección de la bomba adecuada

En ocasiones, el ingeniero especificará una bomba cen-trífuga estándar para caudales muy pequeños. Considé-rese, por ejemplo, un requisito de 3 gpm para aguadesionizada con una carga diferencial de 324 ft en la quese necesita acero inoxidable Tipo 316 como material deconstrucción. En la tabla IV se indica que una bombacentrífuga de alta velocidad, pequeña, que no sea están-dar, es la más atractiva en el aspecto económico por com-paración con una bomba centrífuga estándar o unabomba dosificadora, aunque su costo inicial no sea el másbajo ni sea la más eficiente. Una bomba de engranes tam-bién resultaría económica, pero no se la ha tenido encuenta debido a la escasa lubricidad del agua, que po-dría ocasionar rayaduras de los engranes de acero inoxi-dable 316.

Si se necesita una regulación exacta de la capacidadpara el flujo del agua desionizada, entonces el costo deambas bombas centrífugas debe incluir el del sistema paradosificación y regulación, el cual se puede omitir en labomba dosificadora, pues tiene control inherente exactodel flujo y porque en el precio se incluye un control neu-

1 0 0

80

8 80.E r

rpm

0'I I

500 1000

Capacidad, gpm

Fig. 2 La propulsión de velocidad variable reduce

los costos de bombeo

46 SELECCIÓN, DISEliJO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

250 - condiciones normalescon 50% de margen de

Sin embargo, si el acero al carbono fuera un materialaceptable, la bomba tríplex costaría mucho menos, porejemplo $1 800 y sería la de menor costo total. Por otraparte, si también hubiera necesidad de control de capa-cidad, el costo adicional de una propulsión de velocidadvariable o una derivación (bypass) para la bomba tríplexpodrían hacer que la bomba centrífuga pequeña fuera lamás conveniente.

En otro ejemplo se describirán los aspectos económi-cos de la selección de bombas para líquidos muy viscosos.Digamos que se necesita bombear 50 gpm de un produc-to líquido con una viscosidad de 500 cp a una carga dife-rencial de 250 ft. En la tabla VI los costos iniciales deuna bomba centrífuga y de una bomba de engranes lascolocan en primer lugar. Pero el caballaje requerido pa-ra una centrífuga de esa capacidad hace que se deba pre-ferir la bomba rotatoria de engranes, aunque se necesite

0% ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ Apropulsión de velocidad variable o una derivación de la

50 100 150 200 250 3000 succión para las variaciones en el flujo.

Capac idad normal , gpmLos ejemplos anteriores muestran que se debe tener

en cuenta todo el sistema para tomar una decisión atina-Fb. 3 El margen de seguridad hace que la válvula da, pues no basta con sólo estudiar el tipo de bomba.

consuma m8s potenciaFlujo nominal contra normalen válvulas y tuberías

El flujo para el cual se especifica una bomba centrífu-ga es el normal calculado, más un margen de seguridady éste ocasionará un desperdicio de corriente en dos for-mas, si es que es más grande de lo necesario. Primera,

8 la selección se suele basar en una bomba que alcance ca-- 60 .CC si su máxima eficiencia con el flujo nominal y si se la ha-

,; ce funcionar después al flujo normal, no llegaría nuncai a esa eficiencia. Segunda, el amplio margen de seguri-

dad para el flujo da por resultado una carga calculadamucho más alta, porque la caída de presión en el siste-ma aumenta en forma exponencial cuando aumenta el

- 20flujo.

Pérdida dinámica Por ejemplo, en el sistema de la figura 3, la curva B

w-j------ consta de 50 ft de pérdida estática (diferencia en eleva-ción entre los recipientes de succión y de descarga) másuna pérdida dinámica variable (fricción en las tuberías,

0. ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’ ’50 loo 150 200 250 300intercambiadores de calor, etc.) que varía según el volu-men de flujo. La curva A consiste en la curva B más la

Capacidad normal, gpm

Fig. 4 Un 25% más de tamaño reduce la potencia

requerida

mático de la carrera. Por tanto, en este ejemplo, la bom-ba dosificadora puede ser la más favorable en el aspectoeconómico.

Como otro ejemplo, en el cual se desea bombear 12gpm de agua desionizada con una carga de 400 ft, la ca-pacidad necesaria es mayor que la de la bomba dosilka-dora y se podría pensar en el empleo de una bomba tríplexde émbolo, una centrífuga estándar o una centrífuga pe-queña, de alta velocidad. En la tabla V se indica que es-ta última bomba es la más idónea respecto a los factoreseconómicos.

caída de presión en la válvula de control en la descargade la bomba. Un método aceptado para determinar eltamaño de esas válvulas es hacer que la caída de presiónen la válvula sea igual a la suma de todas las otras caídasdinámicas de presión en todo el sistema. Por tanto, unmargen de seguridad de 50% y un criterio muy conser-vador para determinar el tamaño de la válvula daría porresultado la especificación de una bomba con motor de30 hp que sólo utilizaría 20.7 hp con el flujo normal. Lapérdida dinámica en la válvula de control se vuelve másde cinco veces mayor que todas las otras pérdidas diná-micas con ese flujo.

La curva II de la figura 4, por contraste, indica quesi se utiliza un margen de seguridad de 25% se puedeemplear una bomba de 20 hp con carga más baja, aun-que se aplique el mismo criterio conservador para el ta-maño de la válvula de control. Además, si se hace que

AHORRO DE ENERGiA Y COSTOS EN SISTEMAS DE BOMBEO 47

la caída de presión en la válvula de control sea la mitad bles para el tamaño de la válvula de control pueden pro-de todas las demás pérdidas dinámicas, se puede utilizar ducir ahorros considerables de energía.una bomba con una curva de carga y capacidad comola curva II. Esta bomba requiere un motor de 15 hp ysólo utiliza 12.8 hp con flujo normal.

En muchos sistemas de bombeo, la caída de presiónen la tubería es la principal pérdida dinámica. Ya se havisto que la caída de presión en las válvulas de controlse predice con esas pérdidas dinámicas. Por ello, uno delos primeros análisis en la selección de la bomba es el equi-librio (balance) entre un bajo costo inicial de tubería pe-queña en contra de un elevado costo de operaciónocasionado por grandes pérdidas dinámicas. Después, elempleo de un margen de seguridad y criterios razona-

John A. Reynolds cs ingcnirro c”cl Chcmical and Plastics F:nginecr-ing. Dcpartmcnt de Union CarbidcCorp. , South Charleston, WV23303. Está a cargo de las cspecili-caciones, procuración y consultasacerca de bombas y equipo relativoen las plantas. Tiene título de ingr-niero mecánico de West VirgmiaUniversity y ha participado en lasevaluaciones mecánicas de maquina-ria desde hace varios años y tambiénlleva mucho tiempo como especialistarn equipo de bombeo.

El gas inerte en el líquidoperjudica el rendimiento

Se describe un método para evaluar los efectos del gas inerte disuelto en losrequisitos de succión de las bombas centrzjcugas, a fin de obtener la capacidaddeseada y minimizar o impedir los daños mecánicos.

W. Roy Penney, Monsanto Co.

Los requisitos de succión de las bombas centrífugas sedeterminan sobre la base de que la carga neta positivade succión disponible calculada (NPSH),, de acuerdocon la ecuación (1) es mayor que la NPSH experimental(NPSH), requerida según las curvas de rendimiento dela bomba.

Hay dos métodos para calcular el efecto de los gasesinertes disueltos sobre la (NPSH),:

Método 1: No se tienen en cuenta los gases disueltosy se utiliza la presión de vapor del líquido puro. -Este esel método de los libros de texto y se utiliza a menudo enla industria.

Método 2: El término de la presión de vapor en la ecua-ción (1) se considera como la presión a la cual el líquidose satura con cualquier gas inerte. Algunos diseñadores,en especial los contratistas de ingeniería, utilizan este pro-cedimiento porque evita que se vaporice cualquier gasdisuelto. En consecuencia, es muy conservador y avecesmuy costoso.

Una bomba centrífuga soportará una cantidad razo-nable de gas inerte. En este artículo se tratará de esta-blecer un método racional para diseño intermedio, entrelos extremos de los dos métodos comunes. El método ra-cional es:

1. Predecir la fracción por volumen de gas inerte va-porizado dentro de las regiones de mínima presión de labomba como función del sistema y de los parámetros defuncionamiento.

2. Recomendar límites para la cantidad de gas inertevaporizado instantáneamente que puede manejar unabomba sin una disminución importante en el rendi-miento,

3. Establecer un método para diseño que mantenga lacantidad de gas inerte vaporizado dentro de límites acep-tables.

Presión mínima dentro de la bomba

Con referencia a la figura 1, la (NPSH), calculada sedefine como:

(NPSH)A=rhs+H-h,-Pz* (1)

Para evitar la cavitación en la bomba, la presión míni-ma segura (en las regiones de mínima presión de la bom-ba) debe ser igual a la presión de vapor PL* de la ecua-ción (1) en donde (NPSH), es igual a (NPSH),. Por ello,es razonable suponer que

(2)cuando (NPS; == FiPSH), (3)

Al sustituir las ecuaciones (2) y (3) en la ecuación (1)se obtiene una presión mínima calculada, segura y ade-cuada para diseño

=m = =hr - (NPSH), + H - h, (4)

Fracción por volumen de gas vaporizado

Si se considera la exactitud general de los métodos ex-puestos, es razonable hacer las siguientes suposiciones:

1. Se aplica la ley de los gases perfectos.

3 de julio de 1978

EL GAS INERTE EN EL LiQUlDO PERJUDICA EL RENDIMIENTO

3. Se aplica la ley de Dalton:

Yi = Pih

49

(6)

4. Se aplica la ley de Henry para el gas inerte disueltoen el líquido.

Pi = H*xi (7)5. Condiciones isotérmicas.Para gases altamente no ideales, con los cuales se po-

drían cometer serios errores con el empleo de estas supo-

siciones, se puede hacer el análisis con equilibrios entrevapor y líquido más exactos.

En este caso, sólo se tendrán en consideración dos com-

pqgi2.&

3 m

Fig. 1 Relaciones hidr&ulicas para el sistema debombeo

2. Se aplica la ley de Raoult para todos los componen-tes en la fase líquida, excepto los gases inertes:

Pi = p,*x, (5)

ponentes: un gas inerte (componente 1) en un líquido pu-ro (componente 2). TA caso de los componentes múltipleses una ampliación del binario.

Para iniciar el análisis , supóngase que se conoce lafracción por peso del gas disuelto que entra al tubo desucción de la bomba. La presión de saturación, quecorresponde a esta condición de saturación es la presiónde referencia, 7p. La presión parcial del gas inerte en lacondición de referencia es

PI" = 7p - P2* (8)

La fracción por peso del gas disuelto a cualquier otrapresión parcial es:

w, = w,O(p,/P,O) (9)

Notación

hf Pérdida por fricción en la tubería de entrada v, Definido por la ecuación (14)a la bomba, ft/lb,/lb,,, VT Fracción por peso del gas inerte disuelto a la

H Carga estática del líquido desde su superficie presión ?plibre hasta la línea de centros de la succión de Yo Fracción por peso del gas inerte disuelto a lala bomba, ft-lb, /Ib, presión BConstante de la ley de Henry, ecuación (7) w, Fracción molar del componente i en la fase lí-

H* wu - ~)l/~wI”PL/PIo”l quida

NCl Carga neta positiva de succión, ft-lb,/Ib,,, -5 Fracción molar del componente i en la fase va-W’WI Carga neta positiva de succión disponible por

calculada, ft-lb,/lb, Yi Fracción por peso del gas inerte vaporizado ins-(NP=% Carga neta positiva de succión experimental de- tantáneamente a la presión ?r

rivada de la curva de rendimiento de la bom- 4 Fracción por volumen del gas vaporizado ins-ba, ft-lb, /Ib,,, tantáneamente cuando se reduce la presión so-

(NP=% Presión parcial del componente i a la presión bre un líquido saturado con gas inerte disueltor, ft-lb, /Ib,,, o atm. a Presión, ft-lb,/lb,,, o atm.

4 Presión parcial del componente 1 a la presión n Presión a la cual se satura el líquido con el gasn, ft-Ib, /Ib,,, o atm. inerte (se emplea como presión de referencia),

Pl Presión parcial del componente 1 a la presión ti-lb, /Ib,,, o atm.Iro, ft-lb, /Ib,,, o atm. ?p Presión en el espacio libre del depósito de suc-

Pl” Presión de vapor del componente i y del com- ción, ft-lb,/lb,,, o atm.ponente líquido, respectivamente, a la tempe- =hr Presión mínima en las regiones de mínima pre-ratura de funcionamiento, ti-Ib/ /Ib,,, o atm. sión de la bomba, calculada a partir de la

Pi*, Pz* Relación entre el volumen ocupado por el gas nrn (NPSH), medida, ft-lb,/!b,,, o atm.inerte vaporizado instantáneamente y el volu- T8 Presión en la brida de succión de la bomba, ft-men del líquido. Ib, /Ib,,, o atm.

V10 Relación entre el volumen ocupado por el lí- PL Densidad del líquido, lb,/ft’quido vaporizado y el volumen de líquido PIGO Densidad del gas inerte a la presión de referen-

V20 Relación entre el volumen del líquido después cia, ti, y la temperatura de funcionamiento,de la vaporización instantánea y antes de esa Ib,,,/ft’vaporización (se supone Z 1)

50 SELECCIÓN, DISEnO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

TN.2

1-c

I

\ \ \ \ \

\ \

\\&

\ \\

I

Obsérvese el cambio en la escala en +W = 0.9

I I I I Y I0.4 0.5 0.6 0.7 0.8

Relación de presión, ~hro0 . 9 0.92 0.94 0 . 9 6 0 . 9 8

Fig. 2 Fracción por volumen de vapor en un líquido que contiene un gas inerte disuelto

EL GAS INERTE EN EL LiClUlDO PERJUDICA EL RENDIMIENTO 51

La fracción por peso del gas vaporizado instantánea-mente a la P, es:

z, = w,o - w, = W,O[l - (P,/P,O)] (10)

La relación entre el volumen ocupado por el gas iner-te vaporizado y el volumen del líquido es:

VlO = Zl(P,lP,d (11)

En la ecuación (ll) se supone que el volumen de líquidono tiene una reducción importante cuando se vaporizael gas inerte.

Se supone que la densidad del líquido es constante. Ladensidad del gas inerte se puede expresar en términos dela condición de referencia:

PlC = PlGYplm (12)

Dado que la fase gaseosa estará saturada con el líqui-do vaporizado, la fracción por volumen de la fase gaseo-sa que ocupa el líquido vaporizado se expresa con

El volumen total ocupado por el líquido, el gas inertey el líquido vaporizado en relación con el líquido origi-nal es:

VT = Vl(j + v,, + v, Ñ v,, + vzf3 + 1 (14)

Las ecuaciones (8) a (14) se pueden resolver pará lafracción por volumen, Q, de la fase gaseosa cuando se re-duce la presiónr,a partir de la presión de referencia 7p.Después de hacer las sustituciones y rearreglos se encuen-tra que la fracción por volumen a, es:

a= (+$)‘11-$)(%)($)(1-g + l

(15)

,Liquido libre de gas

Capacidad de líquido, gpm

Fig. 3 Efecto del gas arrastrado en el rendimiento

de las bombas centrífugas

Como opción, se puede expresar la ecuación (15) entérminos de Nol.

Na =(T/+yl - (Th”)1

[(n/Ty - (P2*/Ip)]z[1 - (P2*ho)] (16)

La ecuación (16) está trazada paramétricamente en lafigura 2, lo cual es muy conveniente para el diseño.

Efecto del gas arrastrado

Se ha informado’.? del efecto de los gases arrastradosen el comportamiento de la bomba centrífuga y se ilus-tra en la figura 3 en relación con la capacidad y la carga.La cantidad máxima de gas inerte debe ser de 3% porvolumen.

Los gases disueltos no se vaporizan en forma instantá-nea de la solución y su fracción por volumen no es uni-forme en toda la bomba. El 3% por volumen recomen-dado es para una fracción constante de gas inerte queentre y salga de la bomba. Por ello, el 3% por volumencomo máximo para el gas disuelto vaporizado “instan-táneamente” debe ser más conservador que el 3% porvolumen para gas arrastrado.

Cálculos para el gas disuelto vaporizadoinstantáneamente

Aunque un máximo de 3 % por volumen de gas vapo-rizado no perjudicará inicialmente el rendimiento de labomba, pueden ocurrir daños mecánicos graduales. Es-to, en un momento dado, producirá un serio efecto enel rendimiento hidráulico.

Ejemplo 1: Bomba para torre de enfriamiento. La bom-ba del sistema maneja agua a 80°F que está saturada conaire. Otros datos pertinentes son:

Flujo? gpm 25 000nI, in Hg 28.5n,, ft-lb,/lb, 32.2(NPSH),,ft-lb,/lb, 22.0Ps *> ft-lb,/lb, 0.8(NPSH),, = n, - Pz*, ft-lb,/lb, 31.4

Se debe tener en cuenta que n, es la presión medidaen la succión de la bomba y (NPSH), se obtiene con lascurvas de rendimiento de los fabricantes.

El rendimiento inicial de la bomba fue el esperado, pues(NPSH), es 43% mayor que (NPSH),. Sin embargo, labomba produjo el ruido como de arrastre de grava, típi-co de la cavitación. Ocurrieron daños mecánicos en losimpulsores y su duración fue de sólo alrededor de dosaños.

Cuando no hay gas disuelto, la (NPSH), parece sermuy adecuada. Ahora se determinará la fracción máxi-ma por volumen de gas vaporizado instantáneamente quepuede haber en las regiones de presión más baja de lab o m b a .

Para calcular la fracción por volumen, a, se utilizarála ecuación (15). En la figura 4 se encuentra la solubili-

52 SELECCION, DISEflO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Temperatura, “F32 40 50 60 70 80 90 loo 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 212

4 I I I I I I I I I I t I I I I I I

0 20 40 60 80 100

Temperatura, OC

Fig. 4 Solubilidad del aire en el agua a una presión total de 1 atmósfera

dad del aire en agua a una presión total de 1 atm y a di-versas temperaturas. Después, se evalúa como sigue:

P2* = 0.023 atmro = 1 atmP2*/?p = 0.023ã = 7rm = [n, - (NRW),], 0

B = 0.93 - 0.65 = 0.28 atmr/?r” = 0.28WI0 = 0.00002 1pL = 61.2 Ib,/ft3PIBO = 0.072 Ib,/ft3( W,“pL/po”) = 0.018

Al sustituir los diversos términos en la ecuación (15)se encuentra que cí = 0.053, 0 5.3 %.

Es muy posible que el aire disuelto, que se vaporizóinstantáneamente en la bomba, haya ocasionado los da-ños mecánicos. No se conoce la cantidad de vaporizacióninstantánea que se pudo permitir sin que hubiera dañomecánico importante. El 3% por volumen recomenda-do es un máximo razonable para diseño. Habría queaumentar la presión de succión de estas bombas alrede-dor de 3.5 ft de líquido para reducir a de 5 % a 3 % . Nose sabe cuánto se podría haber disminuido el daño me-cánico porque no se puede predecir. Para tener la segu-ridad absoluta de que no ocurrirán daños, se debe diseñarla bomba para cero vaporización instantánea de gasinerte.Ejemplo 2. Bomba para proceso. El sistema de bombeo

(Fig. 5) maneja un hidrocarburo clorado líquido con den-

EL GAS INERTE EN EL LiQUlDO PERJUDICA EL RENDIMIENTO !i3

Fig. 5 Sistema de bombeo para el ejemplo 2

sidad de 1.3 g/cm3 y viscosidad de 10 cp. La cantidadde gas inerte (HCl) disuelto se midió a la presión atmos-férica y fue de 0.5% por peso. La presión de vapor delcomponente líquido es casi de cero, es decir Pz* z 0.

Las bombas son Durco, tipo AVS, tamaño 4 x 3 -10 y sus curvas de rendimiento aparecen en la figura 6.El tubo de succión es cédula 40, de 4 in con longitud to-tal de 10 ft. Se utilizan válvulas de compuerta en el tubode succión. En la figura 5 aparecen otros datos pertinen-tes.

El diseño original de este sistema fue para 350 gpm,que producían una velocidad de 9 ft/s en el tubo de suc-ción de 4 in. En la figura 6 se ve que la (NPSH), es de3.8 ft-lb,/lb, para el impulsor de 8.5 in a un flujo de 350gpm. La pérdida por fricción en la tubería de succión,

120

h,, se calculó como igual a 3.9 ft-lb,/lb,. Al sustituir losvalores correspondientes en la ecuación (4) se obtiene n, *c o m o :

Tm = 24.2 - 3.8 + 4.33 - 3.9 = 20.8

Para calcular OL, se entra a la figura 2 en n/7P =20.8124.2 = 0.86 y en el parámetro para P2*/120 = 0 seobtiene N, = 0.165.

Por definición:

Al sustituir los valores correspondientes en el denomi-nador se obtiene:

w,“PL 0.005(87) = 4 5- = 0 . 0 9 6 -Po

Dado que N, = 0.165 para este problema:

CY/( 1 - (Y) = 0.165(4.5) = 0.75

a = 0.75/1.75 = 0.4, 0 40%

Este valor de ct es muy alto. Cabe esperar que el ren-dimiento de la bomba se altere seriamente con esta can-tidad de gas en la región de mínima presión en la bomba.

Ahora, se calculará la T,,, necesaria para producir 3 %por volumen de gas en la región de mínima presión. Cona = 0.03:

Na = 0.03/(0.97 x 4.5) = 0.007

De acuerdo con la figura 2, se obtiene T/T’ = 0.992.En la práctica, se debe diseñar para que T,,, no sea me-nor de nO. Para lograrlo sin disrninuir el flujo, se habríanecesitado aumentar el nivel del líquido en el recipiente

100

80x

5’%

60

3 5 5 .0

40

‘-Impulsor de 8% in

Bomba Durco AVS,

tamaño 4 x 3 -10,1,750 rpm

0 100 200 300 400 500 600 700

Capacidad, gpm

Fig. 6 Curvas de rendimiento de la bomba del ejemplo 2

54 SELECCIÓN, DISEfiO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

en 3.4 ft, es decir 24.2 - 20.8. No se podía aumentarel nivel del líquido, por lo cual se diseñó el sistema debombeo con la mínima H = 5.33 ft y un flujo máximode 275 gpm. Con este flujo, n, es de 24.9 ft-lb,/lb,. Portanto, la presión mínima en la bomba excederá la pre-’sión de saturación en alrededor de un pie de líquido. Seespera tener rendimiento satisfactorio de esta bomba.

Este ejemplo ilustra los problemas que se encuentranal bombear líquidos que contienen gases inertes muy so-lubles. En esos sistemas, hay que medir la cantidad degas disuelto o se debe aplicar un método conservador alno permitir que la (NPSH), caiga a menos de la presiónde saturación del gas inerte.

Métodos recomendados para el diseño

l Si los daños mecánicos pueden ser serios o se desco-noce la solubilidad del gas inerte y se desea utilizar el mé-todo conservador, sustitúyase PT* por T’ en la ecuación(1). Es decir, si no se permite que la presión en la regiónde mínima presión de la bomba sea menor que la pre-sión de saturación del gas inerte, no habrá vaporización

.̂ . , f, I

a. Calcúlese P2/7p.b. Obténgase W; y calcúlese W,“&P~~.c. Calcúlese N, en cr = 0.003 (o para cualquier cr

que se considere adecuada), es decir 3 % por vo-lumen máximo de gas vaporizado instantánea-m e n t e .

d. Determínese rr/a” con la figura 2 y calcúlese T.e. Selecciónese una bomba de modo que (NPSH),

según la ecuación (17) sea mayor que (NPSH),de las curvas del fabricante.

Referencias1. Doolin, J. H., Cha Eng., Jan. 7, 1963, p. 103.

2. Ste fanoff, A. J., “Centrifuga1 and Axial Flow Pumps,” 2nd ed., p. 230,Wi ey, New York, 1957.

El autor

W. Roy Penney cs gerente dr in-geniería cn e l Corporate Enginecr-ing D e p t . . Monsanto Co., 800 N ., II I “l MI c<. , ^..:^ ?.I<\

Consideración de los gasesdisueltos para el diseño dela bombaCuando el líquido que se bombea no contiene gases disueltos, el cálculo de la carganeta positiva de succión es muy sencillo. Pero, si hay gases presentes pueden surgirdzifcultades. Se presenta un método para utilizarlo en ese caso.

Mao J. Tsai, Techcon International, Inc

Para que una bomba funcione en forma satisfactoria,0 sea sin cavitación, se requiere cierta carga neta posi-tiva de succión (NPSH),. Se puede considerar comola carga mínima de líquido necesaria en la succión de labomba para evitar la vaporización cuando funciona a unrégimen dado. Los fabricantes la especifican con curvasde rendimiento que relacionan la (NPSH), con la capa-cidad y velocidad de la bomba.

Para diseñar un sistema de bombeo y seleccionar unabomba, el ingeniero debe determinar la (NPSFI),,, o seala NPSH disponible. Considérese un sistema típico(Fig. 1). La (IVPSH),~ se puede calcular como sigue:

(NPSH), = (PO - Pv) + H - L (‘1

en donde P,, es la presión de vapor del líquido. La pre-sión del líquido en la sección de la bomba, P,( se expre-sa con

P,=P,+H-L

Al combinar las ecuaciones (1) y (2):

PS = (NPSH), + P,

(2)

(3)

la cual, cuando (NP%& es igual a (NPSH),, se puedeescribir como:

(NPSH), = PS - P, (4)

El líquido empezará a vaporizar instantáneamentecuando la presión en el ojo de la bomba, en donde la pre-sión llega a su mínimo, PA, sea igual a la presión de va-

por, P, , del líquido. En funcionamiento real, una bombapuede soportar una cantidad mínima de vaporización ins-tantánea sin efectos dañinos importantes; de modo que,cuando (NPSH), = (NPSH),:

PE z P, (5)

Bajo estas condiciones, al combinar la ecuación (4) y la(5) se producirá:

(NPSH), = (NPSH), = P, - PE (6)

Por tanto, (NPSH), es más o menos igual a la caída depresión desde la succión hasta el ojo de la bomba.

La ecuación (5) se puede reescribir como:

PE = P, + 6 (7)

en donde 6 es un número positivo pequeño. Al combi-nar las ecuaciones (4) y (7) se tiene como resultado:

(NPSH), = f’, - f’, + 6 (8)

La ecuación (8) indica que se puede esperar que la(NPSH), especificada por el fabricante sea un poco ma-yor que la caída de presión desde la succión hasta el ojode la bomba. Esto se debe a que (NPSI-T), incluye unfactor de seguridad representado por S.

Por ello, si se utiliza la ecuación (6) para calcular lapresión en el ojo de la bomba, el resultado siempre seráconservador.

26 de julio de 1982

56 SELECCION, DISEtiO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Presión del líquido, f,,

-------en la fuente de succiónde la bomba

de la bomba

Fig. 1 Disposición de un sistema típico de bombeo

Como opción, al combinar las ecuaciones (3) y (6) setiene:

P, e (NPSH), - (NPSH), + p,

La ecuación (7) se puede reescribir como:

PB - p,>oAl combinar las ecuaciones (9) y (10) se tiene:

que muestra que (NPSH), debe ser mayor que (NPSH),para que la bomba funcione con seguridad y exenta devaporización instantánea de líquido.

Efecto del gas disuelto

Hay que modificar el análisis antes expuesto cuandoel líquido está saturado con un gas a la presión Po en lafuente de succión.

El gas disuelto empezará a desabsorberse si PE < Po.Entonces, para evitar daños ala bomba se requiere que:

Para satisfacer la ecuación (12), cuando (NPSH), =WWR >se deriva la siguiente relación de la ecuación(9):

P,e P, (13)

y la ecuación (1) se convierte en

(NP%?), = H - L (‘4)

Es decir, para calcular (NPSH), se puede utilizar lapresión Po en la fuente de succión como una medida dela presión de vapor del líquido. Esto evitará que cualquiergai disuelto se desabsorba, lo cual a veces hace que se

(NPSH), - (NpsH), > 0 (11) seleccione una bomba muy costosa sin necesidad.

Notación

a Fracción por volumen de gas vaporizado instan-táneamente cuando se reduce la presión sobreun líquido saturado con gas disuelto

dGo Densidad del gas disuelto a la presión Po, Ib/ft’4 Densidad relativa del líquido, Ib/ft3G V P Porcentaje por volumen de gas disuelto en una

mezcla hipotética de gas y líquidoG VP,,,, Valor máximo de GVP, calculado a P = P,, ex-

presado como porcentaje por volumenG VP, Porcentaje por volumen de gas disuelto en una mez-

cla hipotética de líquido y gas a la presión Po,H Carga estática de la fuente de succión de la bomba

por arriba de la succión de la bomba, psiH’ Carga estática de la fuente de succión de la bomba

por arriba de la succión de la bomba, ft equivalen-tes de líquido

L Pérdida por fricción en el tubo de entrada a lasucción de la bomba, psi

MW Peso molecular, lb/lb-malMW, Peso molecular promedio, lb/lb-molN P S H Carga neta positiva de succión, psi(NPSH), Carga neta positiva de succión disponible, psi(NPSH), Carga neta positiva de succión requerida, psi, pa-

ra el funcionamiento correcto de la bombaP Presión, psi

PC Presión crítica, psi

PEPO

PR9sPL.P LXRTcT,TR

UC

vGM

VGO

UL

w,Z

Presión del líquido en el ojo de la bomba, psiPresión del líquido en la fuente de succión de labomba, psiPresión reducidaPresión del líquido en la succión de la bomba, psiPresión de vapor del líquido, psiPresión artificial de vapor del líquido, psiConstante de los gases ideales, 10.73 psi-ft3/‘RTemperatura crítica, OCTemperatura en la fuente de succión de la bomba,Temperatura reducidaVolumen específico del gas disuelto, ft’ por pesounitario del líquido en que está disuelto el gasValor máximo para uG calculado a P = P,, ft3por peso unitario del líquido en que está disueltoel gasVolumen específico del gas disuelto a las condi-ciones de la fuente de succión de la bomba, ft”por peso unitario del líquido en que está disueltoel gas.Volumen específico del líquido en que está di-suelto el gas, ft3 por peso unitario del líquidoFracción de masa del gas disuelto a la presión PoFactor de compresibilidadFactor de seguridad implícito en (NPSH),;número positivo pequeño.

CONSIDERACIÓN DE LOS GASES DISUELTOS PARA EL DISEfilO DE LA BOMBA 57

El empleo de este método muy conservador sólo se jus-tifica cuando la presión parcial del gas inerte es insignifi-cante, de menos de alrededor de 10% de la presión total.

En otros casos, se debe aplicar un procedimiento másriguroso, como el siguiente.

Primero, se calcula la cantidad de gas disuelto en ellíquido en las condiciones en la fuente de bombeo (tem-peratura T, y presión P,) y se expresa como fracción porpeso, W,, o el porcentaje GVP (Gas Volume Percenta-ge) por volumen de gas en una mezcla hipotética de gasy líquido. El volumen específico de esta mezcla es la su-ma del volumen específico uL del líquido y el volumen vGde gas asociado que se calcula para el gas disuelto en esevolumen específico de líquido a una presión dada y a lamisma temperatura que la del lfquido.

Con la definición anterior, la cantidad de gases disuel-tos se puede expresar como:

GVP = uG/(uL + uG) x 100% (15)

y como

uG = ( W,/MW) (zRT,/f’) (16)

El volumen vc del gas asociado se basa en un pesounitario del líquido en el cual está disuelto el gas y se de-nominará volumen específico del gas disuelto.

Por lo general, en una bomba se pueden tolerar alre-dedor de 2 a 3 % de gas vaporizado instantáneamente enel ojo de la bomba sin que haya problemas mecánicos se-rios como cavitación, que es la formación y colapso deburbujas de vapor. ‘J Por ello, se tomará el valor mediode 2.5 % para la cantidad segura y permisible de gas va-porizado en el ojo de la bomba. Se podría utilizar 2%para ser más conservador. Esto permite establecer un “ni-vel de significación”, por abajo del cual se puede pasarpor alto el gas disuelto.

Cuando se reduce la presión, aumenta el volumen delgas. Sin embargo, la presión nunca debe caer por deba-jo de la presión de vapor del líquido en cualquier aplica-ción de una bomba. Entonces, el volumen máximo degas disuelto que se debe controlar en el ojo de la bomba,se calcula al hacer P = P, en la ecuación (16). El por-centaje correspondiente por volumen, calculado con laecuación (15) se denotará GVP,.

Si GVP, es menor de 2.5% entonces la cantidad degas disuelto no es importante y no hay que hacer casode ella. Entonces, se debe utilizar la presión de vapor dellíquido en la ecuación (1) para calcular (NPSH),.

Manejo de cantidades importantes de gas

Si, por otra parte, GVP, es mayor de 2.5%, se debecalcular una presión de vapor, P,, “artificial” de mo-do que cuando PE = P,,, la cantidad de gas vapori-zado instantáneamente en el ojo de la bomba sea 2.5%de la mezcla de gas y líquido. Esta presión artificial devapor, en vez de la presión real de vapor PC. del líquidose convierte en el criterio decisivo para determinar losrequisitos de presión en el ojo de la bomba.

Si se utiliza P, en vez de P,, la ecuación (1) se con-vierte en:

(NPSH), = (P, - PvA) + H - L

y la ecuación (9) se convierte en:

(17)

P, e (NPSH), - (NPSH), + P, (18)

Por ello, cuando se utiliza P, para calcular (NPSH),y (NPSH), es mayor que (NPSH), se puede tener la cer-teza de que PE es mayor que P, y que no más del 2.5 %de la mezcla de gas y líquido en el ojo de la bomba serágas vaporizado instantáneamente.

Se puede utilizar un método descrito por W.R.Penney” para estimar PvA. Esto supone que el gas inertesigue la ley de los gases ideales, la ley de Dalton y la leyde Henry y que se aplica la ley de Raoult para todos loscomponentes en el líquido, excepto el gas inerte. La frac-ción por volumen, a, del gas vaporizado instantáneamen-te, en la mezcla de gas y líquido, cuando la presión P,, enla fuente de succión se reduce a P, se expresa cdn:

Por definición:

dL = ll+, (20)

Dado que uco, el volumen específico del gas a las condi-ciones en la fuente de succión de la bomba, según se de-fine con la ecuación (16), y W, están basados en unaunidad por peso del líquido,

dGo = wo~vGo (21)

Al sustituir las ecuaciones (20) y (21), la ecuación (19)se convierte en:

Se debe tener en cuenta que vG0 está basado en un pe-so unitario del líquido en que está disuelto el gas y noes el volumen específico que se utiliza en general en otroscálculos.

La ecuación (22) está implícita en la presión P, por locual es necesario el método de tanteo para determinarla presión de líquido correspondiente a una fracción da-da por volumen del gas vaporizado instantáneamente. Sepuede hacer una gráfica de a contra P y la presión a lacual a = 0.025 se utiliza como la presión artificial de va-por, PvA.

58 S E L E C C I Ó N , DISEflO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Ejemplo 1 De acuerdo con la ecuación (15):

Una bomba recibe agua desde una torre de enfriamien-to a 30°C y a presión atmosférica. Se puede suponer quela carga estática es de cero y que la pérdida por fricciónen el tubo de succión es de 0.5 psi. iCuál es la (NPSH),,?

Se supone que el agua de enfriamiento está saturadacon aire. Por ello, la cantidad de aire disuelto en el aguase debe calcular primero a fin de determinar la ecuaciónque se debe utilizar para al cálculo de (NPSH),.

De acuerdo con la referencia 4, la solubilidad del aireen agua a 30°C es de 15.64 cc/l 000 CC. (El volumen deaire se mide a las condiciones estándar de 0°C y presiónatmosférica de 760 mm de Hg.) Al corregir para la tem-peratura del aire:

15.64 CC

vGo = 1 000 CC Hz0 )(“Z”“)= 17.36 cc/l 000 CC H,O

P, psia P/Po a- -14.7 1 . 0 012 0.816 0.004519 0.612 0.01306 0.408 0.0316

\

15.6:

Gas de síntesis

del condensador

final*

GVP, = 17.3617.36 + 1 000

x 100% = 1.71%

La presión mínima aceptable en el ojo de la bomba esla presión de vapor del líquido, y de acuerdo con las ta-blas para vaporh, P,. = 0.6153 psi. El volumen máximoy el porcentaje por volumen correspondientes del gas queestá presente a esta presión son:

= 415 cc/l 000 CC Hz0

Por ello, aunque el volumen de gas disuelto cs peque-ño a las condiciones de la fuente de succión de la bomba,se puede volver importante si la presión en el ojo de labomba es mucho menor. Entonces, se debe utilizar unapresión artificial de vapor para calcular (NPSH),.

‘, = 855 psii

T, = 4 0 ° C

Gas de síntesis para proceso

adicional

Componente Comporicitm, moles

w 0.16CO2 38.30co- 6.80H, 53.21

0.150.860.52

1 I I Bomba de2 8 1 0 1 2 1 4 1 6

,’/’ condensado

P, psia

Fig. 2 Fracción por volumen de gas vaporizado

instantheamente como función de la

presión del agua de enfriamiento, para el Fig. 3 Separador de gas de síntesis y sistema de

ejemplo 1 bombeo de condensado, para el ejemplo 2

Tabla I Cantidad de gases disueltos y datos requeridos para los cálculos

Peso Presión Solubilidad, l t , - C a n t i d a d d e g a s e s disueltosP

Componente molecular* parcial, psia Ib/100 Ib l-l,0 Ib/100 Ib H,O Ib-mol/lOO I b H,O

co2 44.011 327.47 0.0973 2.168 0.04925

c o 28.011 58.14 0.002075 0.00821 0.00029

Hz 2.016 454.95 o.oooi 384 0.00428 0.00212

CH4 16.043 i .28 0.001586 0.00014 0.00001

H2S 34.082 7.35 0.2361 0.118 0.00346

N2 28.016 4.45 0.001391 0.00042 0.000015

Total 2.29905 0.05515

l Fuente: Ref. 4t Solubilidad a 40°C y presibn parcial del gas de 1 atm

CONSIDERACIÓN DE LOS GASES DISUELTOS PARA EL DISE&JO DE LA BOMBA 59

Se supone una presión P (P 5 Po) y se calcula unacantidad correspondiente a de gas vaporizado instantá-neamente con la ecuación (22). Esto se efectuó a diver-sas presiones y los resultados corresponden a la gráficade la figura 2. La presión correspondiente a a = 0.025(leída en la gráfica) es:

P, = 6.62 psia

que se utilizará en lugar de la presión de vapor del líqui-do puro para calcular (NPsH),4.

De acuerdo con la ecuación (17).

(NPSH), = (14.7 - 6.62) + 0 - 0.5= 7.58 psi= 17.6 ft

Ejemplo 2

En la figura 3 se ilustra un separador de gas de sínte-sis que funciona a una presión de 855 psia y una tempe-ratura de 40°C (104OF). iCuál es la (NpsH),J para labomba de condensado?

Primero, se debe calcular la cantidad de gases disuel-tos en el condensado que sale del separador y su peso mo-lecular promedio (MW,). Las presiones parciales de losgases se calculan en el supuesto de que son gases idealesy con la ley de Dalton. Con el empleo de las presionesparciales y la solubilidad y en el supuesto de que los ga-ses siguen la ley de Henry, la cantidad de cada gas di-suelto en el líquido se calcula como sigue:

presión parcialdel gas, atm X

solubilidad del gas a 1 atm,lb/lOO Ib H,O

P , pria P/P, a

-TZii08 5 58 0 0 0.936 0.01147 5 0 0.877 0.02307 0 0 0.819 0.0359

m

P, psia

Fig. 4 Fracción por volumen de gas vaporizado

instantheamente como función de lapresión del condensado, para el ejemplo 2

y con

Ib-mol de gas disuelto100 Ib H,O

Los resultados de estos cálculos se resumen en la tabla 1.Por tanto, el peso molecular promedio de los gases es

MWp$fj$ = 4 1.69 lb/lb-mol

Para estimar el factor de compresibilidad de los gasesdisueltos, se calculan la temperatura y presiones críticaspromedio molares (Tabla II). Después la temperatura ypresión reducidas se calculan como sigue:

r, (40 + 273)

” = r, = (23.95 + 273) = 1’054Po (855)

pR = p, = (71.37)(14.7) = o.815

Si se emplean estos valores con el método de la Referen-cia 5, se estima que el factor de compresibilidad Z es de0.71.

La fracción por peso de los gases disueltos es:

w, =2.29905 = 0.02247

100 + 2.29905

El volumen específico de los gases disueltos en estas con-diciones se calcula con el empleo de la ecuación (16):

VG0 =(0.02247)(0.71)(10.73)(460 + 1041

(41.69)(855)= 0.00271 ft3/lb H,O

El volumen específico del agua a 104°F es6:

VL = 0.01614 ft3/lb H,O

Entonces, la cantidad de gases disueltos en el líquidoa las condiciones en la fuente de succión de la bomba sepueden calcular por medio de la ecuación (15) como si-gue:

GVP = 0.0027 10.01614 + 0.00271

x 100% = 14.37%

Tabla II Constantes críticas de gases disueltos

Componente

Temperatura Presióncrítica, OC crítica, atm

co2 3 1 72.9c o - 1 4 0 34.5

H2 -239 .9 12.8CH4 - 8 2 . 1 45.8

“2s 100.4 88.9

N2 -147 33.5Promedio molar 23.95 71.37

Fuente: Ref. 4, p. 1 4 9 4

6 0 SELECCION. DISENO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Debido a que la cantidad de gases disueltos es mayorde 2.5 % , la presión de vapor del líquido puro, que eneste caso es de 1.07 psia, no se puede utilizar para el cálcu-lo de (NPSH),.

Por otra parte, la presión parcial de los gases en reali-dad es importante, por lo cual no se justifica el empleode la presión en la fuente de succión como presión devapor.

Entonces, para calcular (NPSH), se debe utilizar unapresión artificial de vapor. Se aplicó el método de tanteodel ejemplo 1 a diversas presiones y los resultados apare-cen en la gráfica de la figura 4. En la gráfica se ve quela presión a la cual a = 0.025 es de:

P, = 742 psia.

Cuso 2: Sea P, = P,,, es decir, con el empleo de laecuación (14)

(NPSH), = 2.15 - 0.5= 1.65 psi= 3.83 ft

Entonces, al emplear la presión de vapor real del lí-quido se tiene un resultado optimista; con el empleo dela presión en la fuente de succión de la bomba como me-dida de la presión de vapor, el resultado es conservador.

En este ejemplo, el resultado optimista del caso 1 qui-zá no originaría problemas en un diseño real, porquela (NPSH), calculada de 266 ft es mucho más alta de laque requerirían normalmente la mayor parte de las bom-bas. Sin embargo, esto no será cierto cuando (NPSH),es relativamente pequeña. En tales casos, la (NPSH),puede ser menor que la (NPSH), calculada con la ecua-ción (1) pero mayor que la calculada con la ecuación (17).

Esta es la presión artificial de vapor que se utilizará enla ecuación (17) para calcular (NPSH),.

Por definición:

H’Hz-

144v,

por lo que en este caso:

El resultado sería vaporización instantánea excesiva delos gases disueltos que daría origen a problemas en el fun-cionamiento y daños en la bomba.

Por el contrario, el resultado conservador del caso 2requeriría la compra de una bomba más grande y costo-sa con menor requisito de NPSH o el aumento en la car-

H=5

(144)(0.01614) = 2’15 psiga estática H, para aumentar la (NPSH),. Esto incluiríaelevar la fuente de succión de la bomba y el recipiente,cosa que aumentaría el costo de la planta, pues se nece-

La pérdida de fricción en la tubería de entrada (Fig. 3) essitarían más tubos y soportes.

L = 0.5 psi Referencias

Además, con el empleo de la presión artificial de v’a-por en lugar de la presión de vapor del líquido puro yal sustituir los valores correspondientes en la ecuación(17):

1. Doolin, J, H., Centrifuga1 Pumps and Entrained-Air Problems, Chcm. Eng.,Jan. 7, 1963, p. 103.

2. Ste anoff, A. J., “Centrifuga1 and Axial Flow Pumps,” 2nd al., p. 230,WiLy, New York, 1957.

3. Penney, W. R., Inert gas in liquid man pump performance, Chem. Erg., July3, 1978, p. 63.

(NPSH), = (855 - 742) + 2.15 - 0.5= 114.65 psi= 266 ft

En perspectiva

Para comparación, se calculará (NPSH), para el ejem-plo 2 con el empleo de los otros valores posibles de la pre-sión de vapor, como si su uso estuviera justificado.

Cuso 1: Con la ecuación (1) y la presión de vapor dellíquido puro, P, = 1.07 psi,

(NPSH), = (855 - 1.07) + 2.15 - 0.5= 855.58 psi= 1 988 ft

4. Lange, N. A., “Handbook of Chemistry,” 10th ed., McGraw-Hill, New York,1961.

5. “Engineering Data Book,” 9th ed., Gas Processors Supplien Asa, Tulsa,Okla., 1981.

6. “Steam Tabls,” Combustion Engineering, Ix., New York, 1940.

El autor

Mao J. Tsai es Ingeniero Princi-pal de Procesos cn Enspar Engineer-ing, Inc., P.O. Box 36255, Houston,TX 77656. Fue supervisor de ingenie-ría de procesos en Bechtel Group,I n c . , y t a m b i é n t r a b a j ó e n D a v yMcKee Carpo y Ortloff Corp. Tienelicenciatura en ingeniería química deNational Taiwan University y docto-rado de Rice University. Es ingenic-ro profesional registrado en Texas,Florida y California y miembro deAIChE.

Estimación de costos debombasmotores

centrífugaeléctricos

Las correlaciones establecidas con computadora ofrecen costos estimadospreliminares, para estudio ( f 30%), p ara bombas centrzjiigas, que incluyen laplaca de base y el acoplamiento de la unidad motriz y de los motores adecuados.

Armando J. Corripio, Louisiana State UniversityKatherine S. Chrien, J. S. Dweck, Consultant, Inc.

Lawrence B. Evans, Massachuse t t s Ins t i tu te of Technology

La correlación del costo de las bombas centrífugas consu tamaño o capacidad es difícil porque un fabricante pue-de tener una bomba en existencia, de tamaño y preciodados, y la puede adaptar para trabajar con una varie-dad de combinacionés de capacidad y carga producida*.De acuerdo con el ejemplo del programa FLOWTRANde Monsanto Co., se puede evitar esa dificultad al corre-lacionar el costo de la bomba con el valor máximo delparámetro S de tamaño que puede manejar una bombade un precio particular:

En donde Q es la capacidad de diseño, gpm o m’/s yH es la carga requerida en ft-lb/lb o en J/kg.

El costo de una bomba (C,) que incluya la placa debase y el acoplamiento para la unidad motriz, pero no.Iesta, se calcula con:

Las correlaciones para el costo básico de la bomba(C,) y los factores (F7.) del costo por tipo de diseño sepresentan en la tabla 1. Los factores para los materialesde construcción (FU) aparecen en la tabla II. El costo

Las correlaciones de costos son parte del ASPEN (siglas de Advan-ced System for Process Engineering o Sistema Avanzado para Ingenie-ría de Procesos), un programa simulado en corpputadora creado en elMassachusetts Institute of Technology, con el patrocinio conjunto delU.S. Department of Energy y la iniciativa privada para determinar lafactibilidad técnica y económica de las conversiones de energía de fósi-les y otros procesos químicos.

base es para una bomba de hierro fundido, de carcaspartida verticalmente, de una etapa y 3 550 rpm; F, =1.0 y F,,,, = 1.0.

El programa ASPEN permite la estimación de seis tpos diferentes de bombas centrífugas, de una, dos y mútiples etapas, de 1 750 y 3 550 rpm, de carcasa partidverticalmente (VSC) y partida horizontalmente (HSC:La capacidad, carga y límites de caballaje de cada tipde bomba aparecen en la tabla III.

Tamaño y costo del motor eléctrico

Para determinar el costo de la unidad motriz de UI

bomba, se debe determinar el caballaje al freno requedo, el cual se calcula con una de las siguientes fórmula

En unidades inglesas: P, = pQH/(33 OOOqp) (:

En donde PB es caballaje al freno, p la densidad del 1quido en lb/gal, Q flujo en gpm, H la carga producicen ft-lb/ft y q, la eficiencia de la bomba, %

En unidades del “SI”: PB = pQH/qp

*La carga producida por una bomba es la energía por unidad de m;aplicada por el impulsor al fluido, en ft-lb/ft o J/kg, que es indeptdiente de la densidad del fluido en una bomba dada. En el sistemaglés, la carga es numéricamente igual a la altura a la cual se elevael líquido, si toda la energía estuviera en forma potencial; en el “Ses la altura multiplicada por la aceleración de La gravedad (g = ’AZ).

62 SELECCIÓN, DISEÑO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Tabla l Correlaciones del costo de las bombas centrífugas4

Unidades inglesas Unidades en el “SI”

Costo base para bomba de hierro fundido, de una etapa, Costo base para bomba de hierro fundido, de una etapa,

3 550 VSCr p m , 3 560 VSCr p m ,

C, = exp[8.3949 - 0.6019(ln S) + 0,0519(ln S)z] Cs = exp[7 2234 + 0.3451(ln S) + O.O519(ln S)?

En donde: .S = Qfi,en gpm y H en ft-lbf/lb (ft de En donde: S = Q\/H;con 0 en m’ls y H en J/kg o m2/s2

carga).

Factor de costo para el tipo de bombaFactor de costo para el tipo de bomba

F, = exp[b, + b,(ln S) + b,(ln .S)Tf, = exp[b, + b,(ln S) + b,(ln SYI

T i p o bt 4 b, T i p o 4 b, 4

Una etapa, 1 750 rpm, V S C 5.1029 -1.2217 0.0771 Una etapa, 1 750 rpm, VSC 0.3740 0.1851 0.0771

Una etapa, 3 550 rpm, H S C 0.0632 0.2744 -0.0253 Una etapa, 3 550 rpm, HSC 0.4612 -0.1872 - 0 . 0 2 5 3

Una etapa, 1 750 rpm, H S C 2.0290 -0.2371 0.0102 Una etapa, 1 750 rpm, HSC 0.7147 -0.0510 0.0102

Dos etapas, 3 550 rpm, H S C 13.7321 -2.8304 0.1542 Dos etapas, 3 550 rpm, HSC 0.7445 -0.0167 0.1542

Etapas múltiples, 3 550 rpm, HSC 9.8849 -1.6164 0.0834 Etapas múltiples, 3 550 rpm, H S C 2.0798 -0.0946 0.0834

En donde PH es la potencia al freno en watts, p la den-sidad del líquido en kg/m’, Q el flujo en m’/s, H la car-ga producida en J/kg y qp la eficiencia de la bomba, %

La correlación de eficiencia de la bomba se tomó delsubprograma FLOWTRAN de Monsanto Co., para elcosteo de bombas.

Para Q en gpm:

vp = -0.316 + 0.24015(1n Q, - O.O1199(ln QJ” (5)

En la ecuación (5) límite inferior = 19 gpm y límite su--_perior = 5 000 gpm.

Para Q en m”/s:

7P = 0.885 + O.O0824(ln QJ - O.O1199(ln Q)’

En la ecuación (6), límite inferior = 0.0012 m’/smite superior = 0.320 m’/s.

Tabla ll Factores de costo de materiales de

construcción

(6)

y lí-

MaterialFactor decosto FM

Acero fundidoAccesorios de 304 o 316

Acero inoxidable, 304 o 316Aleación de Gould No. 20 fundida

NíquelMonelISO BISO c

Titanio

Hastelloy CHierro dúcti l

B r o n c e

1.351.15

2.002.00

3.503.304.954.60

9.702.951.15

1.90

Fuente: Subprograma FLOWTRAN para costos de bombas, de Para PR en hp el límite inferior = 1 hp y el límite supe-Monsanto Co. rior = 500 hp.

Se necesita el valor del caballaje al freno requerido afin de determinar el tamaño nominal de la unidad mo-triz (motor eléctrico o turbina de vapor) y la potencia con-sumida por la bomba.

El costo de los motores eléctricos se correlacionó con lostamaños nominales de los motores en caballos (1 hp =745.7 watts). La correlación y coeficientes en la tablaIV son para tres tipos de motores: abierto a prueba degoteo, totalmente cerrado enfriado por ventilador (TEFC)y a prueba de explosión, y para tres velocidades: 3 600,1 800 y 1 200 rpm. Para obtener mejor correlaciones, fuenecesario dividir la gama o intervalo de caballaje en doso tres subintervalos con diferentes coeficientes para cadau n o .

Debido a que los motores eléctricos son de tamaños dis-cretos, el tamaño que se debe usar (Tabla IV) es el caba-llaje disponible que es igual o mayor que el caballaje alfreno (bhp) requerido.

Consumo de potencia

El consumo de potencia (PC,) es igual a la potencia alfreno (PH) diJidida entre la eficiencia del motor (raí):

p, = p,/var (7)

La eficiencia del motor, a su vez, es función del caba-llaje al freno. La siguiente correlación se obtuvo con unasimple adaptación de la curva de Peters y Timmerhauspara la eficiencia de los motores eléctricos trifásicos’:

qar =‘0.80 + O.O319(ln PS) - O.O0182(ln PJ2 (8)

ESTIMACIÓN DE COSTOS DE BOMBAS CENTRíFUGAS Y MOTORES ELÉCTRICOS 63

Tabla III Límites de flujo, carga y potencia para bombas centrífugas

Flujo, gpm (m3/s) C a r g a , ft-lbf/lb (J/kg)

Límite Límite Limite Límiteinferior superior inferior superior

h p d e lm o t o r ,l ímite

superior

Una e tapa , 3 550 V S Crpm, 5 0 (0.00315) 9 0 0 (0.568) 60 (150) 4 0 0 (1 200) 7 5Una etapa, 1 750 rpm, VSC 5 0 (0.00315) 3 500 (0.2208) 50 (150) 200 (600) 2 0 0Una etapa, 3 550 HSCrpm, 100 (0.00631) 1 5 0 0 10.0946) l o o (300) 4 5 0 (1350) 1 5 0Una etapa, 1 750 HSCrpm, 2 5 0 (0.01577) 5 0 0 0 (0.3155) 50 (150) 5 0 0 (1 500) 2 5 0Dos etapas, 3 550 HSCrpm, 50 (0.00315) 1 100 (0.0694) 3 0 0 (900) 1 1 0 0 (3 300) 2 5 0Etapas mú l t ip les , 3 550 rpm, H S C 100 (0.00631) 1 500 (0.0946) 6 5 0 (2 000) 3 2 0 0 19 600) 1 4 5 0

Costo del acoplamientopara la unidad motriz

Tabla IV Correlación para el costo de motoreseléctricos

Aunque el costo del acoplamiento para larunidad mo-triz se incluye en el costo de la bomba, no se suele in-cluir en el de otras clases de equipo como losventiladoreso sopladores. En la tabla V se dan las correlaciones decostos para tres tipos de acoplamiento para la unidad mo-triz: transmisión con bomba,.con cadena y de velocidadvariable. El costo está correlacionado con el tamaño no-minal de la unidad motriz en caballos. Es el mismo pa-rámetro utilizado para correlacionar el costo de losmotores eléctricos.

Costo descontado de motor de 60 Hz con voltaje y aislamientoestándar

CM = exp [al +a2(ln PI +a3 (In PP1

P es el tamaño nomina l en caba l l os

C o e f i c i e n t e s 4

Lími tesNo. 1 N o . 2 N o . 3 de hp

Ejemplo: estimacióndel costo de una bomba

Calcúlese el costo estimado de una bomba de acero dúc-til para entregar 1 430 gpm con una carga diferencial de77 ft-lbf/lb. Se especifica una bomba con carcasa dividi-da horizontalmente (HSC) para 3 550 rpm. La densidadrelativa del líquido es de 0.952.

Para Q = 1 430 gpm y H = 77 ft-lbf/lb, el parámetropara el tamaño de la bomba es S = (1 430) m =12 550.

La correlación de costo básico se obtiene con la ta-bla 1:

c B = exp[8.3949 - 0.6019(ln 12 550) +O.O519(ln 12 550)2] = $1 536

El factor de tipo de diseño para una bomba de una eta-pa, HSC, de 3 550 rpm se calcula con la correlación co-rrespondiente en la tabla 1:

F, = exp[0.0632 + 0.2744(1n 12 550) -O.O253(1n 12 550)2] = 1.491

Para hierro dúctil, F,, = 1.15 (Tabla III).

El costo de la bomba con la placa de base y el acopla-miento es:

c, = (1 536)(1.491)(1.15) = $2 630

Abierto, a prueba de goteo3600rpm 4 . 8 3 1 4 0 . 0 8 6 6 6

4 . 1 5 1 4 0 . 5 3 4 7 04 . 2 4 3 2 1.03251

1 800 r p m 4 . 7 0 7 5 -0.01511 0 . 2 2 8 8 8 l-7 .54 . 5 2 1 2 0 . 4 7 2 4 2 0 . 0 4 8 2 0 7.5-2507 . 4 0 4 4 -0.06464 0 . 0 5 4 4 8 2 5 0 - 6 0 0

1 2 0 0 r p m 4 . 9 2 8 8 0.301185 . 0 9 9 9 0.358614 . 6 1 6 3 0.88531

Tota lmente encer rado,enf r iado por vent i lador3 600 r p m 5 . 1 0 5 8 0 . 0 3 3 1 6

3 . 8 5 4 4 0.833115 . 3 1 8 2 1 . 0 8 4 7 0

1 800 r p m 4 . 8 6 8 7 -0.00930 0.22616 7.5-250

4 . 5 3 4 7 0 . 5 7 0 6 5 0 . 0 4 6 0 9

1200 r p m 5 . 1 5 3 2 0.2893 1 0 . 1 4 3 5 7 l-7 .55 . 3 8 5 8 0 . 3 1 0 0 4 0 . 0 7 4 0 6 7 . 5 - 3 5 0

A prueba de exp los ión3600rpm

1 800 r p m

1 200 r p m

5 . 3 9 3 4 -0.00333 0 . 1 5 4 7 5 l-7 .54 . 4 4 4 2 0 . 6 0 8 2 0 0 . 0 5 2 0 2 7.5-200

5.2851 0.00048 0 . 1 9 9 4 9 l-7 .54 . 8 1 7 8 0 . 5 1 0 8 6 0 . 0 5 2 9 3 7.5-250

5 . 4 1 6 6 0 . 3 1 2 1 6 0 . 1 0 5 7 3 l-7 .55 . 5 6 5 5 0 . 3 1 2 8 4 0 . 0 7 2 1 2 7.5-200

0.10960 l-7.50 . 0 5 2 5 2 7.5250

- 0 . 0 3 5 9 5 250-700

0 . 1 2 6 3 0 l-7 .50 . 0 6 0 5 2 7 . 5 - 2 5 0

- 0 . 0 2 1 8 8 2 5 0 - 5 0 0

0 . 1 5 3 7 4 l-7 .50 . 0 2 3 8 9 7.5-250

- 0 . 0 5 6 8 5 2504OO

6fl SELECCl6N. DISENO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

Tabla V Correlaciones de costo para acoplamiento La discrepancia del 27% es aceptable para los cálcu-de la transmisión1

los preliminares.

Costo del acoplamiento con transmisión de bandaPara concluir se calcula el consumo de potencia de la

b o m b a :Cc = exp[3.689 + 0.8917(ln Pj]

q,, = 0.80 + O.O319(ln 33.2) - O.O0182(ln 33.2)2Costo de acoplamiento con transmisión de cadena = 0.889

CC = exp[5.329 + 0.5048(ln P)] Pc = 33.2/0.889 = 37.3 hp o 27.8 kW.

Costo de acoplamiento con transmisión de velocidad variable

CC = 1/[1.562 x lO+ + (7 .877 x 10-4/1’)]

Límite superior = 75 hp; S = tamaño nominal del motor en hp Fuentes de datos de costos

Los datos de costo de bombas centrífugas y motoreseléctricos se tomaron del volumen 4 de la edición 1979-80

Para calcular el costo del motor, primero se calcula elcaballaje al freno requerido:

Densidad, p = (0.952)(8.33) = 7.93 lb/galEficiencia: sp = - 0 . 3 1 6 + 0.24015(ln 1 4 3 0 ) -

O.O1199(ln 1 430)2 = 0.796.Potencia: PB = (7.93)(1 430)(77)/(33 000)(0.796) =

33.2 hp.

Se requiere un motor de 40 hp y su costo se calculacon la correlación aplicable de la tabla IV. Supóngase quese necesita un motor de 3 600 rpm totalmente encerra-do, enfriado por ventilador:

del manual “Process Plant: Construction EstimatingStandards’14 de Richardson Engineering Services. Losfactores de costo del material de construcción para lasbombas se tomaron del subprograma FLOWTRAN deMonsanto Co., para costos de bombas.

Aunque el costo de la bomba incluye el del acoplamien-to para la unidad motriz, las correlaciones de costos pa-ra transmisiones con banda, cadena y velocidad variablese obtuvieron del programa para costos de equipo delU.S. Bureau of Mines’. Estas correlaciones se actuali-zaron a precios del primer trimestre de 1979 con la Re-lación del Chemical Engineering Pumps and CompressorsIndex de 270/111.3 = 2.43. Todos los demás datos decostos fueron del primer trimestre de 1979 cuando-el In-

c, = expt3.8544 + 0.8331 (In 40) + O.O2399(1n 40)2]

= $1 410

dice para Bombas y Compresoras fue de 270 y el Índicedel Equipo Eléctrico fue de 175.5.

Entonces, el costo real de la bomba incluido el mo-tor es:

Referencias$2.630 + $1 410 = $4 040.

El costo de una bomba similar se puede calcularcon los datos de Pikulik y Díaz” después del ajuste de

1. Johnson, P. W., and Peta, F. A., “A Computer Program for CalculatingCapital and Operating Costs,” U.S. Bureau of Mines, Avondale, Md., 1976.

2. Peten, M. S., and Timmerhaus, K. D., “Plant Design and Economics forChemical Enginaers,” 2nd ed., McCraw-Hill, New York, 1980.

precios de 1976 a 1979 con el uso del Chemical En-gineering Pumps and Compressors Index, como $2 600(270.0/220.9) = $3 180.

3. Pikulik, A., and Diez, H. E., Cost Estimating for Major Pmcess Equipment,Chm. Eng., Oct. 10, 1977, pp. 106122.

4. “Pmcus Plant Construction Estimating Standards,” Val. 4, RichardsonEngineering Setvicea, Inc., Solana Beach, Calif., 1978-79.

Las unidades motrices develocidad variable puedenreducir los costos debombeoLas bombas convencionales de una velocidad y los sistemas de válvula deestrangulación cuando operan a menos de su capacidad de diseño, desperdicianenergía. Las pérdidas por caída de presión se pueden evita? si la unidad motriz esde velocidad variable.

James D. Johnson, General Electric Co.

Hay sistemas de bombeo que se instalaron con capa-cidad 10 a 15% mayor que la de diseño y que incluyenválvulas de control especificadas para 35 a 50% de laspérdidas por fricción en el sistema. Hay que reconocerque se trata de casos que no ocurren a menudo.

Las bombas propulsadas por unidades motrices de ca(corriente alterna) de velocidad variable pueden mane-jar esas condiciones máximas sin la penalización en ener-gía en que se incurre con las disposiciones convencionalesde una bomba centrífuga de una velocidad y válvula deestrangulación. Además, cuando el gasto es entre 50 a100% del de diseño y cuando menos 50% de la cargade bombeo consiste en pérdidas por fricción, las unida-des motrices de velocidad variable pueden reducir mu-cho los costos de energía e incluso mejorar la confiabilidaddel sistema lo que, a su vez, incrementa la producción.

Las unidades motrices de velocidad variable (motova-riadores) suelen ser adecuadas para bombas de 20 a 500hp y mayores. Permiten ahorros de energía hasta del 57 %en sistemas con 100% de pérdidas por fricción que fun-cionan al 75% de su flujo o caudal de diseño.

Los factores que se deben incluir en una evaluacióncomparativa de los aspectos económicos de los sistemascon válvulas de control convencionales y de unidades mo-trices de velocidad variable son:

H Magnitud de la reducción de capacidad, es decir, elalcance del ciclo de trabajo comparado con el gasto dediseño

w Duración de la reducciónw Costo comparativo del equipo

Para un comentario del empleo dc válvulas de control en un siste-ma, véase “Válvulas de control o bomba de velocidad variable” enla página 284 de esta obra.

n Costo de la energía eléctricaw Características individuales del sistema de flujo

Factores hidráulicos delsistema de bombeo

Los sistemas hidráulicos se caracterizan por la relaciónentre la carga de fricción y la carga total:

F = Hf/(H, + H,)

en donde H, = carga de fricción de diseño y H, = car-ga estática de diseño.

La fricción, F, es independiente de la pérdida de car-ga en la válvula de control; por ejemplo, si la carga defricción = 75 ft, la carga estática = 25 ft y la pérdidaen la válvula de control = 30 ft, entonces F = 75/(75 +25) = 0.75. Se diría de este sistema que es de 75% defricción.

El caballaje unitario en el punto de diseño se calculacon:

4, =H, + H, + H,

Hs + Hf

en donde: H, = carga en la válvula de control.Para el ejemplo precedente el caballaje unitario es:

hp u + 2 5 + 30= 3 =7 5

1.3+ 2 5

Esto indica que se requiere 30% de caballaje adicionalpara tener mejor control en el punto de diseño del sis-tema.

10 de aeosto de 1982

66 SELECCIÓN, DlSEmO Y ESTIMACIÓN DE COSTOS

9 0 0

800

I l I I I I I

4 0 0 800 1 2 0 0 1600 2 0 0 0 2 4 0 0 2 8 0 0 3 2 0 0

Caudal , gal/min

Fig. 1 Carga típica de la bomba contra características de caudal (gasto)

Ilustración del ahorro de caballaje

La forma en que la unidad motriz de ca de velocidadvariable puede ahorrar energía se describe por medio delas figuras 1 y 2.

En el punto de funcionamiento de diseño, de 2 400gal/min a 3 560 rpm (Punto A, Fig. 1) la eficiencia dela bomba es de 77.5% y el caballaje al freno (bhp) re-querido es de 550 hp (Punto A, Fig. 2). Al cambiar elcaudal a 1 200 gal/min sin cambiar la velocidad de labomba, se requerirían 400 hp (Punto B, Fig. 2) y unaeficiencia de 63% (Punto B, Fig. 1).

Sin embargo, si se altera la velocidad de la bomba pa-ra obtener esa reducción en el caudal, sólo se necesitan70 hp (Punto C, Fig. 2) y la eficiencia es de 70% (PuntoC, Fig. 1). Por tanto, la unidad motriz de velocidad va-riable permite un ahorro de 330 hp (400 - 70) sin pér-dida de eficiencia de la bomba.

Ahorros de energía con el ajuste dela velocidad de la bomba

Los porcentajes de ahorro de energía con distintos gas-tos y diferentes tipos de sistemas de fricción se resumen

en la tabla 1. Se debe tener en cuenta que los sistemashidráulicos típicos se compran con capacidad 15 % ma-yor que la de diseño y que la reducción promedio estácerca del 87.5%.

Los ahorros de energía se calculan fácilmente con latabla. Se puede evaluar la rentabilidad de una inversiónmás elevada en un sistema de velocidad variable al com-parar el costo adicional de ese equipo con la reducciónen los gastos de operación.

Por ejemplo, supóngase una instalación de una bom-ba centrífuga con motor de una velocidad y 200 hp enun sistema con 75% de fricción, una carga de 185 hp conel caudal de diseño y un costo de electricidad de 0.035de dólar por kWh y un ciclo de trabajo del 15 % del tiem-po de funcionamiento al 100% del caudal de diseño, 65 %al 87.5% y 15% al 50%.

Al designar hpd como los hp de diseño, op como ho-ras de funcionamiento, c como costo de energía y E co-mo eficiencia de la bomba, el costo anual de operaciónde este sistema en dólares asciende a:

xqxc

x 8760(0.95) x 0.035

= 43 693

6 0 0 -

.k

.$

B 2 0 0 -G C 1 7 6 0 rPm

L

0 I I I 1 I I l4 0 0 8 0 0 1 2 0 0 1 6 0 0 2 0 0 0 2 4 0 0 2 800 3 2 0 0

Caudal , galimin

Fig. 2 Caballaje típico al freno contracaracterísticas de caudal de la bomba

Tabla I Ahorros de energía en condiciones de

reducción, %

Tipo de sistemaF l u j o

nciminal, % 100% F 7 5 % F 5O%F 2 5 % F

1 0 0 2 1 16 9 3

8 7 . 5 3 8 3 1 2 0 12

7 5 5 7 4 7 3 5 2 0

5 0 ai 69 5 5 4 1

Fuente: Hydrocarbon Proc., septiembre 1979

LAS UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD VARIABLE PUEDEN REDUCIR LOS COSTOS DE BOMBEO 67

El ahorro que se puede lograr al instalar un propulsorde velocidad variable para la bomba se obtiene al multi-plicar ese costo anual de operación de $43 693 por el por-centaje de ahorro de energía (tomado de la tabla para elsistema con 75 % de fricción y con los porcentajes corres-pondientes del caudal) y con los porcentajes de tiempode funcionamiento en el ciclo de trabajo. Por tanto:

$ = 43 693[(0.15 x 0.16) + (0.65 x 0.31) +(0.15 x 0.69)

= 14 375

El resultado es un ahorro anual de 33% en energía.Para determinar la rentabilidad de la inversión adicio-

nal en la unidad motriz de velocidad variable, sólo se ne-cesita tener en cuenta la diferencia entre los costos delinversor y del arrancador del motor, porque el costo delmotor, transformador reductor y aislamiento (si se nece-sita), el interruptor de circuito y la instalación serán más

o menos iguales en cualquier sistema. En las instalacio-nes nuevas se lograrán los ahorros con la eliminación delarrancador y de la válvula de estrangulación convencio-nales.

Otros beneficios que se pueden lograr con la unidadmotriz de velocidad variable incluyen menor intensidadde ruido mecánico a las velocidades de funcionamientoy mayor duración del equipo, porque el arranque suavede la unidad motriz de velocidad variable reduce el cho-que de la carga máxima del arranque con una sola velo-cidad.

El autorJames D. Johnson es Grrcnte de AC Drives Projcct de Sperd Va-

riator Products Oprration de General Electric Co. (Eric, PA 16531) Yestá encargado cle mcl-cados y perlèccionamiento de productos de un;-dadc\ morrkc~ dr ca ron inversor de velocidad ajustable. Antes fuc in-~cnicro dc ventas y de aplicación en la división dc ventas industriales(11~ la compañía. Tiene Cmlo de ingeniero mecánico de la Uniwrsityof California y cs inscnicro registrado en cl Estado de Ohio.

Secció-n IIBombas centrífugasBombas centrífugas y factores hidráulicos del sistemaAnálisis de circuitos de bombas centrífugasDimensionamiento de bombas centrífugas para servicio seguroSistemas de recirculación para enfriar bombas centrífugasSelección de una bomba centrífugaManera de lograr un funcionamiento sin problemas de las bombascentrífugasDiagnóstico de problemas de las bombas centrífugasEfectos de las variaciones dimensionales en las bombas centrífugasSistemas de derivación para bombas centrífugas

Bombasfactoressistema

centrífugas Yhidráulicos d le

Las bombas centr2;fugas y los sistemas relatiuos de líquidos están presentes en laindustria de productos químicos. En este artículo se da información detallada delrendimiento de las bombas, capacidades de succión, efectos de la viscocidad,operación en condiciones fuera de diseño y conservación de energía.

Igor J. Karassik, Worthington Div., McGraw-Edison Co.

La mayoría de los procesos en las industrias de proce-sos químicos (IPQJ incluyen la conducción de líquidoso transferencia de un valor de presión o de energía está-tica a otro.

La bomba es el medio mecánico para obtener esta con-ducción o transferencia.~ por ello es parte esencial detodos los procesos. A su vez, el crecimiento y perfeccio-namiento de los procesos están ligados con las mejorasen el equipo de bombeo y con un mejor conocimientode cómo funcionan las bombas y cómo se deben apli-car.

Las bombas centrífugas constituyen no menos del 80%de la producción mundial de bombas, porque es la másadecuada para manejar más cantidad de líquido que labomba de desplazamiento positivo. Por esta razón, eneste artículo sólo se mencionarán las bombas centrífugasy se tratará de que se logre un mejor conocimiento deellas y de los factores hidráulicos del sistema.

Carga y curvas de carga delsistema

La acción del bombeo es la adición de energías cinéti-ca y potencial a un líquido con el fin de moverlo de unpunto a otro. Esta energía hará que el líquido efectúe tra-bajo, tal como circular por una tubería o subir a una ma-yor altura.

Una bomba centrífuga transforma la energía mecáni-ca de un impulsor rotatorio en la energía cinética y po-tencial requeridas. Aunque la fuerza centrífuga producidadepende tanto de la velocidad en la punta de los álabes

4 de octubre de 1982

o periferia del impulsor y de la densidad del líquido, lacantidad de energía que se aplica por libra de líquido esindependiente de la densidad del líquido. Por tanto, enuna bomba dada que funcione a cierta velocidad y-quemaneje un volumen definido de líquido, la energía que seaplica y transfiere al líquido, (en ft-lb/lb de líquido) esla misma para cualquier líquido sin que importe su den-sidad. (La única salvedad es que la viscosidad del líqui-do influye en esta energía como se verá más adelante.)Por tanto, la carga o energía de la bomba en ft-lb/lb sedebe expresar en pies (ft).

Para el sistema de bombeo en sí debe recordar que:1) la carga se puede medir en diversas unidades comoft de líquido, presión en psi, pulgadas de mercurio, etc.;2) las lecturas de presión y de carga pueden ser mano-métricas o absolutas (la diferencia entre presión mano-métrica y absoluta varía de acuerdo con la presiónatmosférica según sea la altitud), 3) nunca se debe per-mitir que la presión en cualquier sistema que maneje lí-quidos caiga por abajo de la presión de vapor del líquido.

Una columna de agua fría de 2.31 ft de altura produ-cirá una presión de 1 psi ensu base. Por ello, para el aguaa temperatura ambiente, cualquier presión calculada enlibras por pulgada cuadrada (psi) se puede convertir auna carga equivalente en pies de agua al multiplicarlapor 2.3 1. Para líquidos que no sean agua fría, la colum-na de líquido equivalente a una presión de 1 psi se pue-de calcular al dividir 2.3 1 entre la densidad relativa dellíquido. El efecto de la densidad relativa en la altura deuna. columna de diversos líquidos a presiones iguales seilustra en la figura 1. En la tabla 1 aparecen las fórmulaspara la conversión de los datos de presión y de carga.

72 BOMBAS CENTRíFUGAS Gasol ina(densidad relativa = 0.75)

Agua fría(densidad relativa = 1.0)

-

.-

-T,,310 R(704 m)

1

1 0001psi

izx!?+

Dft7 m)

1000"psi

‘69.02 barAgua caliente

45O’F (23?W(densidad relativa = 0.622)

Mercurio(densidad relativa = 13.6)

Fig. 1 La densidad del líquido influye en la altura de una columna de liquido equivalente a la mismacarga esthtica

En la figura 2 se ilustra la relación entre las lecturasde presiones manométrica y absoluta. Aunque suele serfactible trabajar con valores de presión manométrica, aveces se puede resolver un problema complicado si se tra-baja sólo en términos de presión absoluta.

Carga del sistema

En términos estrictos, una bomba sólo puede funcio-nar dentro de un sistema. Para entregar un volumen da-

do de líquido en este sistema, la bomba debe aplicar, allíquido, una energía formada por los siguientes compo-nentes.

W Carga estáticaw Diferencia en presiones en las superficies de los lí-

quidosn Carga de fricciónw Pérdida en la entrada y la salida

BOMBAS CENTRiFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 73

Tabla I Equivalentes de presión y carga

Presión manomhica + presión atmosf6rica = presión absoluta

Unidades ingleses (U.S.)

1 atmkfera = 14.7 psi

1 atm = Columna de 34 piesde agua fr ía

U n i d a d e s mMricas

1 atmósfera = 1.023 bar

1 atmósfera = 1 013 mbar1 atm = Columna 10.33 m

de agua fría

3 4 ft~ = 2.31 ft/psi 10.33 = 10.2 m/bar14.7 psi 1.013 bar

carga en f tpsi = ____ x densidad Presión en bar = %@-%! x densidad2.31 relativa, 10.2 relativa

psi X 2.31Carga en ft = ~densidad

bar X 10.2Carga en m = ~densidad

Carga estática

La carga estática significa una diferencia en elevación.Por tanto, la “carga estática total” de un sistema es ladiferencia en elevación entre los niveles del líquido en lospuntos de descarga y de succión de la bomba (Fig. 3).La “carga estática de descarga” es la diferencia en ele-vación entre el nivel del líquido de descarga y la líneade centros de la bomba. Si la carga estática de succióntiene valor negativo porque el nivel del líquido para suc-ción está debajo de la línea de centros de la bomba, se

Cualau ie r p res ión super io r a la a tmósfer ica

I manométr ica

Presión absoluta =presión manométrica +

presión baromkrica

I Presión atmosfkca 1

/ (var ía según la a l t i tudy es tado de l c l ima) t

Vacío (presión

manométrica

negativa)

Cualquier presión inferior a la atmosférica

IPres ión

barométr ica

Iabso lu ta

t t Pres ión abso lu ta de cero

Fig. 2 Relaciones entre presiones atmósferica,manomkrica y absoluta

Pres ión a tmos fé r i ca

‘7esthtica

totalAltura I

CargaCarga

est8tica dedescarga

l

a tmos fé r i ca

a. Nivel de succión debajo de la línea decentros de la bomba

Pres ión a tmos fé r i ca

es tá t i catotal

‘P res ión a tmos fé r i ca

b. Nivel de succión encima-de la líneade centros de la bomba

c. Niveles de succión y descarga bajo presión

Fig. 3 La carga esthtica total en un sistema

con bomba centrífuga depende de lascondiciones de succión y descarga

74 BOMBAS CENTRíFUGAS

I a. Fricción del sistema

x0,

Curva de fricción del sist

30

Capacidad, 0

Curva da carga-capacidad de la bomba

b. Carga del sistema

x Curva de carga del sistema.

x;õ0

Cargaestática

tCapacidad, Q

Fig. 4 Relaciones entre necesidades del

sistema y capacidad de la bomba

la suele llamar “altura estática de aspiración”. Si el ni-vel de líquido de succión o de descarga está sometido auna presión que no sea la atmosférica, ésta se puede con-siderar como parte de la carga estática o como una adi-ción por separado a la carga estática.

Carga de fricción

La carga de fricción (expresada en ft del líquido quese bombea) es la necesaria para contrarrestar las pérdi-

Fig. 5 Características del sistema para una Es raro que un sistema deba funcionar con una solacarga estzitica variable capacidad fija. En general, el proceso en que trabaja la

das por fricción ocasionadas por el flujo del líquido enla tubería, válvulas, accesorios y otros componentes co-mo pueden ser los intercambiadores de calor. Estas pér-didas varían más o menos proporcionalmente al cuadradodel flujo en el sistema. También varían de acuerdo conel tamaño, tipo y condiciones de las superficies de tubosy accesorios y las características del líquido bombeado.

Al calcular las pérdidas por fricción, se debe tener encuenta que aumentan conforme la tubería se deterioracon el tiempo. Se acostumbra basar las pérdidas en losdatos establecidos para tubería promedio que tiene 10 a15 años de uso. Estos datos se encuentran con facilidaden la Hydraulic Institute Standards’ y en el Manual deBombas.’

Pérdidas en la entrada y en la salida

Si la toma de la bomba está en un depósito, tanque ocámara de entrada, las pérdidas ocurren en el punto deconexión de la tubería de succión con el suministro. Lamagnitud de las pérdidas depende del diseño de la en-trada al tubo. Una boca acampanada bien diseñada pro-duce la mínima pérdida. Asimismo, en el lado de descargadel sistema cuando el tubo de descarga termina en algúncuerpo de líquido, se pierde por completo la carga de ve-locidad del líquido y se debe considerar como parte delas pérdidas totales por fricción en el sistema.

Curvas de fricción y de carga del sistema

Como se mencionó, las pérdidas por fricción en la en-trada y la salida varían más o menos proporcionalmenteal cuadrado del flujo en un sistema. Para resolver pro-blemas de bombeo es conveniente indicar la relación, enforma de gráfica, entre la capacidad y las pérdidas de car-ga de fricción. Estas pérdidas, por tanto, se calculan conalgún flujo predeterminado, sea el esperado o el de dise-ño, y luego se calcula para todos los demás flujos con elempleo del cuadrado de la relación de flujo. La curva re-sultante se llama curva de fricción del sistema (Fig. 4a).

Cuando se combinan las cargas estáticas, la diferenciaen presión y las pérdidas de carga de fricción de cual-quier sistema, y se trazan contra la capacidad, la curvaresultante (Fig. 4b) se llama curva de carga del sistema.Al superponer una curva de capacidad contra carga dela bomba a velocidad constante sobre esta curva de car-ga del sistema (Fig. 4b) se podrá determinar la capaci-dad en el punto en que se cruzan las dos curvas. Éstaes la capacidad que entregará al sistema esa bomba a esavelocidad particular.

En sistemas que ti’enen cargas estáticas o diferenciasde presión variables, es posible trazar curvas que corres-pondan a las condiciones mínimas y máximas (Fig. 5).Después, las intersecciones con la curva de carga-capacidad de la bomba determinarán los flujos mínimoy máximo que entregará la bomba en el sistema.

Variaciones en el flujo deseado

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 75

Capac idad, Q

Capac idad, Q

Fig. 6 Métodos para variar la capacidadde una bomba centrífuga

bomba centrífuga tiene demanda variable. Una bombadada en un sistema dado sólo entregará la capacidad co-rrespondiente a la intersección entre las curvas de cargacontra capacidad y de carga del sistema. Para variar lacapacidad es necesario cambiar la forma de una o de am-bas curvas.

Para cambiar la curva de carga contra capacidad sehace funcionar la bomba a velocidad variable (Fig. 6a).Para una guía de las unidades motrices de velocidad va-riable, véanse las páginas 298 a 314 de esta obra. 0 bien,la curva de carga del sistema se puede alterar si se pro-duce una pérdida por fricción con una válvula de estran-gulación (Fig. 6b).

Por supuesto, la diferencia entre la carga total produ-cida por la bomba y la carga requerida por la curva decarga del sistema representa desperdicio de energía du-rante la estrangulación. Por otra parte, la casi totalidadde las bombas centrífugas actuales tienen propulsión conmotores de inducción, de jaula de ardilla, de velocidadconstante y la estrangulación en la descarga de la bombaes el único medio de obtener la capacidad variable de-seada. Como se verá, la adopción de motores de frecuen-cia variable cambiará estos métodos.

Leyes de afinidad y curvasde capacidades nominales

El rendimiento hidráulico de una bomba centrífuga in-cluye tres factores básicos: 1) la capacidad (expresada en

60-

E 50-.

5 40 -m

E 30 -Lu 20 -

10 -

o-

Capac idad, m3/ h

i

50

4 0

3 0

2 0

1 0

0

Capac idad , c ien tos de gpm

Fig. 7 Características de rendimientode una bomba centrífuga

unidad de volumen por unidad de tiempo, como gpm);2) la carga total (expresada en pies del líquido que se bom-bea), y 3) la velocidad a la cual funciona la bomba (en‘Pm).

El rendimiento o “comportamiento” de la bomba sepresenta en forma de curvas (Fig. 7) en que la curva decarga contra capacidad se traza a una velocidad fija. Lacurva también indica el caballaje al freno requerido condiversos flujos y la eficiencia correspondiente de la bom-ba. La capacidad a la cual la bomba trabaja con más efi-ciencia se llama punto de máxima eficiencia (denominadoa veces en inglés con las siglas b.e.p., best efficiency

point).El trabajo útil que hace la bomba es el peso del líqui-

do bombeado en un periodo, multiplicado por la cargaproducida por la bomba y se expresa en términos de ca-ballaje, llamados caballos de agua (WHP). Sería más co-rrecto llamar a WHP caballos de líquido, que se deter-minan con

wHp = @PP. gr.13960

en donde: WHP = caballos de agua, Q = capacidad dela bomba, gpm y H = carga total, ft.

La potencia requerida para la propulsión de la bombason los caballos de agua divididos entre la eficiencia 17 dela bomba: Por tanto, al dividir la ecuación (1) entre esta17 se tiene:

Leyes de afinidad

Las relaciones que permiten predecir el rendimientode una bomba a una velocidad que no sea la de caracte-rística conocida de la bomba, se llaman leyes de afini-dad. Cuando se cambia la velocidad:

1. La capacidad Q en cualquier punto dado en la ca-racterística de la bomba varía directamente con la velo-cidad, n.

76 BOMBAS CENTRíFUGAS

Diám. ca lcu lado de l impu lsor , % de l o r ig ina l

Fig. 8 Diámetro recomendado para impulsoresde menor tamaño

2. La carga H varía en razón directa al cuadrado dela velocidad.

3. El caballaje al freno P varía en razón directa al cu-bo de la’velocidad.

En otras palabras, si se asigna el subíndice 1 a las con-diciones en las cuales se conocen las características y elsubíndice 2 denota las condiciones a alguna otra veloci-dad, entonces:

Estas relaciones se pueden utilizar sin peligro para cam-bios moderados en la velocidad. Las ecuaciones (3) qui-zá no sean igual de exactas para cambios grandes en lavelocidad.

Hay leyes de afinidad similares para los cambios enel diámetro D del impulsor, dentro de límites razonablesde reducción del impulsor. En otras palabras:

Ocurren ciertas desviaciones de estas leyes incluso conreducciones más o menos pequeñas. En la figura 8 seilustra la reducción recomendada en relación con la re-ducción teórica.

Velocidad específica

El principio de la similitud dinámica cuando se aplicaa una bomba centrífuga indica que dos bombas de confi-guración similar tendrán características semejantes defuncionamiento.

El término “ velocidad específica” es el que relacionalos tres factores principales de las características de ren-dimiento: capacidad, carga y velocidad de rotación, enun solo término. No hay que preocuparse por el análisismatemático utilizado para establecer la relación entre lavelocidad específica y las características de funcionamien-

to de una bomba. En su forma básica, la velocidad espe-cífica es un número índice que se expresa con:

en donde N, = velocidad específica; n = velocidad derotación, rpm; Q = capacidad, gpm; H = carga, ft (cargapor etapa en una bomba de etapas múltiples).

La ecuación (5) no cambia aunque el impulsor sea desucción sencilla o doble. Por tanto, cuando se cita un va-lor definido de velocidad específica se menciona el tipode impulsor.

Aunque se podría calcular la velocidad específica encualquier condición dada de carga y capacidad, la defi-nición de la velocidad específica supone que la carga ycapacidad utilizadas en la ecuación son para la máximaeficiencia de la bomba. El número de velocidad específi-ca es independiente de la velocidad de rotación a la quefunciona la bomba.

Se debe recalcar que la “velocidad específica” es unnúmero índice, un concepto similar al del “apellido” queidentifica las diversas características de un grupo. Así co-mo se dice que los García, los Martínez o los Gonzáleztienen cierto color de cabello o de ojos, ciertos rasgos fi-sonómicos comunes, las bombas de la misma velocidadespecífica tienen varias características que las distinguende las que tienen otras velocidades específicas.

Por ejemplo, las características físicas y el contorno ge-neral de los perfiles de los impulsores tienen estrecha rela-ción con sus respectivas velocidades específicas. Por tanto,el valor de la velocidad específica describirá de inmedia-to la configuración aproximada del impulsor (Fig. 9). Delmismo modo, la velocidad específica de una bomba da-da se reflejará en forma definitiva en la forma de las cur-vas características de la bomba, que aparecen en la partesuperior de la figura 9. Aunque se pueden hacer algunasvariaciones en la forma de estas curvas con cambios enel diseño de los conductos para líquido en el impulsor yen la carcasa, la variación que se puede obtener sin per-judicar la eficiencia de la bomba es bastante pequeña.

Otro parámetro en que influye la velocidad especí-fica es la máxima eficiencia que se puede obtener con im-pulsores de diferentes velocidades específicas y tamaños(Fig. 9).

Caracterr’sticas tipo para una bomba

Si las condiciones de funcionamiento de una bombaa su velocidad de diseño, es decir, la capacidad, carga,eficiencia y entrada de potencia con las cuales la curvade eficiencia llega a su máximo, se consideran como nor-ma de 100% para comparación, entonces las curvas decarga contra capacidad, capacidad contra potencia y ca-pacidad contra eficiencia se pueden trazar en términosdel porcentaje de sus respectivos valores a la capacidadpara máxima eficiencia. Este conjunto de curvas repre-senta la curva “característica tipo” o curva del “ 100%”de la bomba.

Las curvas de 100% de bombas que tienen velocida-des específicas de 2 000, 4 000 y 10 000 aparecen en la

BOMBAS CENTRiFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 77

$E 8f&$.%ia f!$Yg:.Capacidad Capacidad Capacidad

1

e

0 2 0 4 0 6 0 8 0 1 0 0 1 2 0 1 4 0 1 6 0Re lac ión en t re capac idad y capac idad con máx ima e f i c ienc ia , %

Ve loc idad espec í f i ca , IV~,~,~,,

CentrífugasFlujo mixto HBlice

Fig. 9 Relaciones de velocidad especifica debombas rotodinámicas

Relación entre capacidad y capacidad con mhxima eficiencia, %figura 10. Estas curvas se pueden utilizar para predecirla forma aproximada de las caractertísticas de una bom-ba cuando se conoce la velocidad específica de ella. Paraevitar la interpolación, las curvas de las figuras ll y 12muestran el cambio en la carga y la potencia en relacióncon la velocidad específica para impulsores de succión sen-cilla. Un impulsor de doble succión tendrá una caracte-rística tipo que se aproximará a la de uno de succiónsencilla que tenga una velocidad específica de (1/2)“’ osea 70.7% de la del impulsor de doble succión.

Curvas de capacidades nominales

Las curvas de capacidades nominales suelen apareceren boletines y literatura de ventas de las bom,bas están-dar. Una curva de capacidad nominal de una bomba cen-trífuga indica, en forma condensada, las posiblesaplicaciones de ella a determinada velocidad nominal conuna serie de diámetros de impulsores (Fig. 13). Por 10general hay una gráfica diferente para cada velocidad demotor para una bomba particular. Además, las curvasde capacidades nominales suelen incluir una curva de lacarga neta positiva de succión requerida (NPSH),. Sepreparan curvas de capacidades nominales de una líneacompleta de bombas similares para facilitar la selección.

0 2 0 4 0 8 0 8 0 1 0 0 1 2 0 1 4 0Re lac ión en t re capac idad y capac idad con maxima e f i c i e n c i a , %

Fig. 10 La velocidad específica determina la forma delas caracteristicas de una bomba centrífuga

78 BOMBAS CENTRiFUGAS

-m *.m

VelocidTd espec í f i ca0

Fig. ll Vaìiación en los valores de carga enbombas centrífugas de succión sencilla

Condiciones de succión

La mayor parte de los problemas con las bombas cen-trífugas ocurren en el lado de succión. Por ello, es indis-pensable entender la forma de relacionar la capacidad desucción de la bomba con las características de succión delsistema en que funcionará.

Cuando se bombean líquidos, nunca se debe permitirque la presión en cualquier punto dentro de la bombacaiga a menos de la presión de vapor del líquido a la tem-peratura de bombeo. Siempre se debe tener suficienteenergía disponible en la succión de la bomba para hacerque el líquido llegue al impulsor y contrarreste las pérdi-das entre la boquilla de succión y la entrada al impulsor

-ioo 1 0 0 0 2 0 0 0 5 0 0 0 10000

Ve loc idad espec í f i ca

Fig. 12 Variación en los valores de potencia enbombas Centrífugas de succión sencilla

Capac idad, gpm

Fig. 13 Curvas de clasificación para una bombacentrífuga típica

de la bomba. En este lugar, los álabes del impulsor apli-can más energía al líquido.

El rendimiento de la bomba se suele presentar con cur-vas (Fig. 14) y la curva de carga contra capacidad se tra-za a una velocidad fija. Las curvas también indican elcaballaje al freno requerido con diversos caudales y la efi-ciencia correspondiente.

Una característica adicional de la bomba es la(NPSH),. Es la energía, en ft de carga de líquido que senecesita en la succión de la bomba por arriba de la pre-sión de vapor del líquido a fin de que la bomba entregueuna capacidad dada a una velocidad dada.

Los cambios en la (NPSH)A no alteran el rendimien-to de la bomba siempre y cuando la (NPSH), sea mayorque la (NPSH),.

Capac idad , c ien tos de gpm

Fig. 14 Características de rendimiento de unabomba centrífuga

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULlCOS DEL SISTEMA 79

Sin embargo, cuando la (NPSH), cae por debajo delvalor de (NPSH)R, la bomba empieza a tener cavitacióny pierde eficiencia (Fig. 14). Las características con lí-nea continua son los valores de (NPSH),4 que exce-den de la (NPSH),. Si la (NPSH), cae a menos de la(NPSH),, por ejemplo si a 1 800 gpm la (NPSH), es me-nor de 17 ft, empieza la cavitación y la bomba producemenos carga. Cuando hay una reducción adicional en lacarga, hay cierto aumento en la capacidad hasta llegara unos 1 970 gpm; entonces, otra reducción en la cargano aumenta la capacidad como se indica con la curva delínea discontinua.

Carga de succión y altura deaspiración

Según se define en las normas del Hydraulic Institu-te, la carga de succión, h,, es la carga estática en el tu-bo de succión de la bomba por encima de la línea decentros de la misma, menos todas las pérdidas por cargade fricción para la capacidad que se estudia (incluso pér-didas en la entrada en el tubo de succión), más cualquierpresión (un vacío es una presión negativa) que haya enel suministro de succión.

En vez de expresar la carga de succión como valor, ne-gativo, se suele utilizar el término “altura de aspiración”cuando la bomba tiene la succión en un tanque abiertoa la presión atmosférica. Dado que la altura de aspira-ción es una carga negativa de succión medida por deba-jo de la presión atmosférica, la altura total de aspiración(que también tiene el símbolo h,) es la suma de la altu-ra estática de aspiración medida hasta la línea de centrosde la bomba y las pérdidas por carga de fricción antesdefinidas. (En ocasiones resulta ventajoso expresar las car-gas de succión y de descarga como presión absoluta, pe-ro suele ser más conveniente medirlas por arriba o porabajo de la presión atmosférica.)

Un manómetro en el tubo de succión de una bomba,con la lectura corregida para la altura hasta la línea decentros de la bomba, mide la carga total de succión porencima de la presión atmosférica, menos la carga de ve-locidad en el punto de colocación. Como la altura de as-piración es una carga negativa de succión, un vacuómetroindicará la suma de la altura total de aspiración y la car-ga de velocidad en donde esté conectado.

En la figura 15 se ilustran las tres condiciones más co-munes de suministro para succión.

El caso 1 incluye un suministro de succión a una pre-sión que no es la atmosférica y que está más arriba dela línea de centros de la bomba. Incluye todas las com-ponentes de la carga de succión h,, y si ésta se puede ex-presar como lectura del manómetro y P, es un vacíoparcial, el vacío expresado en pies de líquido sería unacarga de presión negativa y llevaría el signo negativo. Sila presión P, se expresa en valores de presión absoluta,h, también estará en esos mismos valores.

El caso II incluye un suministro de succión a presiónatmosférica y colocado más arriba de la línea de centrosde la bomba. Dado que la carga de succión (expresada

:. como valor manométrico) tiene un valor de P, de cero,

1entonces el valor P, se puede eliminar de la fórmula de

1la figura 15.

Caso 1. Succión en una fuente que está a una presiónque no sea la atmosférica y ubicada encima de la línea

de centros de la bomba.

Caso II. Succión en una fuente que está a presiónatmosférica y ubicada encima de la línea de centros

de la bomba.

h,=S-h,-hi

Caso III. Succión en una fuente que está a presión

atmosférica y ubicada debajo de la línea de los centrosde la bomba.

Punto A

h, (carga de succión) = l-S) - h, - hi

t-h, (altura de aspiración) = S + h, + h,

Fig. 15 Para determinar la carga de succión

8 0 BOMBAS CENTRíFUGAS

h, = 3 ft.,_

.- Presiónatmosférica

--- Agua a 80°FP, = 0.5 psia

(/$/PS”) - 2.3’ e- 6) + ZShFA- sp. gr.

PS = presión sobre la superf icie del l íquido, psiaP, = presión de vapor del líquido, psiaZ = carga estática, fth, = pérdidas por fricción, ft

n A nivel del mar:(NpsH)

A= 2’31 ‘14’7 -Oa5) _ 15 - 3 ie 14.8 ft

1 . 0

n A 5 000 ft sobre el nivel del mar

(NPSH), = .2.31 72fO.5) _ ,5 _ 3 = Q.o ti

a. Altura de aspiración

0’ P, = 5 psig

(NPSH), =2.31 (Pr- P$ + z

rp. gr.h

-F

P, = presión sobre la superficie del líquido, psiaP, = presión de vapor del líquido, psiaZ = carga estática, fth, = pérdidas por fricción, ft

(NPSH), =2.31 ‘14,.70’5-0.51 + ,o-4 = 5o.3 ti

b. Succión en un tanque a presión

(NPSWA = .2’3;p’;,; “) + Z- hF

PS = presión sobre la superf icie del l íquido, psiaP, = presibn de vapor del líquido, psiaZ = carga estática, fth, = pérdidas por fricción, ft

(NPSH), = y7’5 +;; - 52*2L + 10 - 2 = 8.0 ft

c. Succión con líquido a su punto de ebullición

Fig. 18 CBlculo de la carga positiva neta de

succión disponible (NPSH),

p, =h, =

presión de vapor del líquido a temperatura de bombeopérdidas por fricción en tubos de succión delpunto A al punto 8

h; = pérdida en la entrada en el punto A

WW = S + (P, - Pv,,, - (h,‘ + hi)

Todas las unidades se expresan en pies o en metros

Capacidad

Fig. 17 La NPSH disponible y la requerida varían

con la capacidad

El caso III incluye un suministro de succión a presiónatmosférica colocado más abajo de la línea de centros dela bomba. Es opcional el que la carga de succión se ex-prese como carga negativa de succión o con valor positi-vo como altura de aspiración. Debido a que la fuente desuministro está más abajo de la línea de centros de la bom-ba (que es la línea de referencia), S es un valor negativo.La fórmula para la altura de aspiración es la misma quepara la carga de succión excepto que ambos lados se hanmultiplicado por (- 1). Un vacuómetro conectado en labrida de succión de la bomba y corregido para la líneade centros de la bomba registrará vacío parcial o sea pre-sión negativa.

Para determinar la carga de succión, es necesario su-mar la carga de velocidad a esta presión negativa en for-ma algebraica o, si se desea trabajar en términos de unvacío, la carga de velocidad se debe restar del vacío paraobtener la altura de aspiración.

Por ejemplo, si el manómetro conectado en el ladode succión de una bomba con tubo de 6 in y con capaci-dad de 1 000 gpm de agua fría tuviera la indicación de6 in de Hg (equivalente a 6.8 ft de agua), la carga develocidad en el punto de conexión del manómetro sería2.0 ft de agua y la carga de succión sería de -6.8 + 2.0o sea -4.8 ft de agua o la altura de aspiración sería de6.8 - 2.0,o 4.8 ft de agua.

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 8 1

Carga neta positiva de succión

El empleo de los términos “altura de aspiración per-misible” o “carga de succión requerida”, tiene serios in-convenientes. Sólo se pueden aplicar para agua, porqueindican la energía de la presión barométrica expresadaen ft de agua. Los cambios en la presión barométrica,sean por la diferencia en altitud o por el clima, modifi-can los valores de estos términos. Los cambios en la tem-peratura de bombeo también influyen porque alteran lapresión de vapor del líquido.

Por esta razón, todas las referencias a las condicionesde succión se hacen con la carga neta positiva de succiónNPSH, por arriba de la presión de vapor del líquido.

La carga de succión y la presión de vapor se deben ex-presar en ft del líquido que se maneja y ambas en unida-des de presión manométrica o absoluta. Una bomba quemaneje agua a 62°F (presión de vapor de 0.6 ft) al niveldel mar con una altura total de aspiración de 0 ft tieneuna NPSH de 33.9 - 0.6 = 33 ft, mientras que unaque funcione con una altura total de aspiración de 15 ft,tiene una NPSH de 33.9 - 0.6 - 15 o sea 18.3 ft.

Una bomba que funcione con altura de aspiraciónmanejará cierta capacidad máxima de agua fría sin quehaya cavitación. La (NPSH), o cantidad de energíadisponible en la boquilla de succión es la presión atmos-férica menos la suma de la altura de aspiración y la pre-sión de vapor del agua. Para manejar la misma capacidadcon otro líquido, se debe tener disponible la misma can-tidad de energía en la boquilla de succión. Por tanto, paraun líquido en ebullición o sea una presión equivalentea la presión de vapor correspondiente a su temperatura,esta energía debe ser siempre carga positiva. Si el líqui-do está a menos de su punto de ebullición, se reduce lacarga de succión requerida en razón de la diferencia en-tre la presión que hay en el líquido y la presión de vaporcorrespondiente a la temperatura.

Es necesario distinguir entre la carga neta positiva desucción disponible (NPSH)* y la requerida, (NPSH)). Laprimera, que es una característica del sistema en que seemplea la bomba centrífuga, representa la diferencia en-tre la carga absoluta de succión existente y la presión devapor a la temperatura prevaleciente. La (NPSH)R, quees función del diseño de la bomba, representa el margenmínimo requerido entre la carga de succión y la presiónde vapor.

La forma en que se debe calcular la (NPSH)A a unacapacidad dada para 1) una instalación típica con alturade aspiración; 2) una bomba que tiene la succión en untanque, y 3) una bomba que maneja líquido en su puntode ebullición, se demuestra en la figura 16.

Tanto la (NPSH)), como la (NPSH)), varían según lacapacidad (Fig. 17). Con una presión estática o diferen-cia en elevación dadas en el lado de succión de una bom-ba centrífuga, la (NPSH), se reduce cuando hay cau-dales grandes, debido a las pérdidas por fricción enel tubo de succión. Por otra parte, ya quela (NPSH),es función de las velocidades en los conductos de succiónde la bomba y en la entrada al impulsor, aumenta en ra-zón directa con el cuadrado de su capacidad.

Hay muchos factores como el diámetro del ojo, super-ficie para succión en el impulsor, configuración y núme-ro de álabes del impulsor, superficie entre los álabes,diámetro del eje y del cubo del impulsor, velocidad espe-cífica del impulsor y la configuración de los conductosde succión, que intervienen en una u otra forma en ladeterminación de la (NPSH)),. Los diseñadores puedenutilizar diferentes métodos para producir un impulsor defuncionamiento satisfactorio con un valor específico de(NPSH)),. Por ello, no se recomienda que los usuariostraten de calcular la (NPSH)), con base en el conocimien-to de sólo uno o dos de esos factores. Deben basar su se-lección en los datos suministrados por los fabricantes.

Limitaciones de la velocidad específicay de la succión

El Hydraulic Institute’ ha publicado gráficas de lími-tes de velocidad específica para diversos tipos de bombas:n Doble succiónw Succión sencilla con el eje en el ojo del impulsorn Succión sencilla con impulsor sujeto por la parte su-

periorn Succión sencilla, con flujo mixto y axialn Para agua caliente, succión sencilla y doblew Bombas para condensado con el eje en el ojo del im-

pulsor

4

3

3

Carga total (primera etapa) H, ft

Fig. 18 Limites de velocidad específica para bombasde succión sencilla con impulsor suspendido

82 BOMBAS CENTRiFUGAS

En la figura 18 se presenta una de esas gráficas queincluye los límites de velocidad específica para bombasde succión sencilla, con impulsor sujeto por la parte su-perior como en las bombas norma ANSI.

Se debe recordar que estas gráficas son totalmente em-píricas. Al utilizarlas se debe tener en cuenta que las bom-bas construidas para los límites permitidos no son, pornecesidad, las mejores para el servicio a que se destinany que una bomba del tipo con menor velocidad específi-ca podría ser más económica.

También se debe tener en cuenta que el diseño de ca-da bomba controla la aplicación del límite de velocidadespecífica para condiciones de carga y succión máximas.Por ejemplo, la velocidad específica máxima recomen-dada para una bomba de una etapa y de doble succión,es de 1 990 para una carga total de 200 ft y altura de as-piración de 15 ft. Esto no quiere decir que todas las bom-has de una etapa y de doble succión, con velocidadespecífica de 1 990, sean adecuadas para funcionar a ve-locidades que las hagan producir una carga total de 200ft, a su máxima eficiencia, ni tampoco que la bomba, sies adecuada para trabajar con una carga total de 200 ft,al probarla, se encuentre que sólo puede trabajar con unaaltura de aspiración máxima de 15 ft.

Estas gráficas sólo se destinan a indicar la velocidadmáxima relativa para la cual, por experiencia, se puedediseñar una bomba centrífuga con una seguridad de fun-cionamiento razonable y adecuado en la combinación decondiciones de funcionamiento. Las gráficas de limita-ción de succión del Hydraulic Institute se deben consi-derar como orientación.

No hay nada en las gráficas de limitaciones de la suc-ción del Hydraulic Institute que sugiera que la veloci-dad específica indicada corresponde con el punto demáxima eficiencia; empero, ‘eso es lo que se pretende. Sise utiliza una bomba en condiciones cercanas a su capa-cidad a su máxima eficiencia, no se incurriría en errorgrave con el empleo de las condiciones de capacidad pa-ra determinar las limitaciones de acuerdo con las gráfi-cas. Por otra parte, si las condiciones de capacidadnominales y de máxima eficiencia tienen diferencias con-siderables, se encontraría que la recomendación de la grá-fica sólo se aplica para el punto de máxima eficiencia.

Velocidad específica de succión

La aplicación de las gráficas originales de límite de ve-locidad específica tuvo un serio inconveniente, es decir,se enlazaban directamente las condiciones satisfactoriasde succión con la carga total producida por la bomba.El rendimiento de un impulsor, desde el punto de vistade la cavitación, no se puede alterar en forma importan-te con las condiciones existentes en la periferia de des-carga del impulsor. Empero, estas condiciones son losfactores primordiales para determinar la carga total queproducirá el impulsor.

En otra palabras, si un impulsor tiene determinadascaracterísticas de succión, la reducción de su diámetrodentro de límites razonables y, por ello, la reducción desu carga, no influirían en su capacidad de succión. Dadoque se cambia la carga total H, una interpretación es-

tricta de las gráficas de límite de velocidad específica in-dicaría que, salvo que se altere en proporción de alturade aspiración, se debe cambiar la velocidad específica má-xima permisible.

Esta incongruencia se resolvió al crear el concepto develocidad específica de succión. Es en esencia un núme-ro índice, que describe las características de succión deun impulsor dado y se define como:

4LS = (h,)3/4

en donde: S = velocidad específica de succión; n = ve-locidad de rotación, rpm; Q = flujo, gpm (con impul-sores de succión sencilla, Qes el flujo total; con impulsoresde succión doble, & es la mitad del flujo total); h, =(NPSH), requerida, ft.

Se han modificado varias veces las gráficas de límitede velocidad específica (Fig. 18) porque originalmente seadoptaron como lineamiento para las condiciones de suc-ción de las bombas centrífugas. Pero todavía están hasa-das en el concepto erróneo de que la carga total producidapor la bomba interviene en la determinación de la velo-cidad de rotación máxima permisible para un grupo da-do de condiciones de succión, a pesar de que se hareconocido el concepto de la velocidad específica en lasnormas del Hydraulic Institute. Las gráficas en esas nor-mas están basadas en valores de S que van de 7 480 a10 690 y varían en cada gráfica y de una gráfica a otra.Ya se han revisado y simplificado las gráficas para facili-tar su uso, con lo cual serán semejantes a la gráfica parabombas para agua caliente (Fig. 19) en la cual se puedeleer directamente la (NPSH), para cualquier flujo dadoa diversas velocidades.

Cavitación y rendimiento de la bomba

La cavitación ocurre cuando la presión absoluta den-tro de un impulsor cae por abajo de la presión de vapor

Capac idad , c ien tos de gpm

Fig. 19 Carga neta positiva de succión requerida enbombas centrífugas para agua caliente

BOMBAS CENTRiFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 83

Carga neta positiva de succión, H,

Fig. 20 Datos de prueba trazados para mostrarpruebas de cavitación

del líquido y se forman burbujas de vapor. Éstas se con-traen más adelante en los álabes del impulsor cuando lle-gan a una región de presión más alta. La (NPSH),mínima para una capacidad y velocidad dadas de la bom-ba se define como la diferencia entre la carga absolutade succión y la presión de vapor del líquido bombeado’a la temperatura de bombeo y que es necesaria para evi-tar la cavitación.

La cavitación de la bomba se nota cuando hay una omás de las siguientes señales: ruido, vibración, caída enlas curvas de capacidad de carga y eficiencia y, con elpaso del tiempo, por los daños en el impulsor por pica-dura y erosión. Como todas estas señales son inexactas,se hizo necesario aplicar ciertas reglas básicas para esta-blecer cierta uniformidad en la detección de la cavitación.

La NPSH mínima se determina con una prueba en lacual se miden tanto la carga total como la eficiencia a ve-locidad y capacidad dadas en condiciones de NPSH va-riable. Los resultados de esa prueba se presentan en unaforma similar a la de la figura 20. Con los valores altosde NPSH, la carga y la eficiencia permanecen constan-tes. Cuando se reduce la NPSH se llega a un punto enel cual se rompen las curvas e indican el menoscabo enel rendimiento de la bomba ocasionado por la cavitación.Es difícil señalar con precisión el valor exacto de NPSHal cual se inicia la cavitación. Para la velocidad y capaci-dad particulares que se prueban, la NPSH que produzcauna caída de 3% en la carga se determina como la(NPSH), mínima.

Las pruebas de NPSH en las bombas centrífugas se sue-len efectuar con agua fría. Las curvas de las normas delHydraulic Institute y las curvas de especificaciones de losfabricantes indican la (NPSH), para agua fría. Es decir,se podría suponer que la (NPSH), en una bomba cen-trífuga para un funcionamiento satisfactorio es indepen-diente de la presión de vapor del líquido ala temperaturade bombeo; esto no ocurre en la realidad.

Las pruebas de laboratorio y de campo con bombasque manejan una gran variedad de líquidos y en muchasgamas de temperaturas, siempre han indicado que la(NPSH)), para una capacidad dada y con una bomba da-

Temperatura, “F

Fig. 21 Reducción en la carga neta positiva desucción en bombas que manejanhidrocarburos líquidos

da, al parecer tiene variaciones apreciables. Por ejem-plo, la (NPSH), cuando se manejan hidrocarburos sueleser mucho menor que cuando se maneja agua fría. In-cluso cuando se bombea agua, hay pruebas de que la(NPSH), disminuye cuando se sube la temperatura delagua.

Se ha determinado que la reducción en la (NPSH),debe ser función de la presión de vapor y de las caracte-rísticas del líquido que maneja la bomba. Se consideróque se podrían establecer reglas para predecir el efectode las características del líquido sobre la (NPSH),.

El Hydraulic Institute ya ha incluido esas reglas en susnormas y se examinarán; pero antes, se debe considerarel efecto de la temperatura en la (NPSH), para agua,pues ayudará a entender mejor los efectos de otros lí-quidos.

Rendimiento con agua

Se ha observado que parece ser que las bombas quemanejan agua caliente requieren una (NPSH), más ba-ja que con agua fría. La teoría en que se basa este efectoes sencilla, pero no se va a comentar en detalle. Se fundaen el hecho de que puede ocurrir una cavitación suavey parcial en una bomba sin causar efectos muy perjudi-ciales.

El grado de interferencia con el funcionamiento correc-to de la bomba producido por una cavitación pequeñatendrá una relación definitiva con la temperatura del lí-quido que se maneja. Cuando se dice que una bomba

84 BOMBAS CENTRíFUGAS

tiene cavitación, significa que en algún lugar dentro dela bomba la presión ha caído por abajo de la presión devapor del líquido a la temperat,ura prevaleciente. Por tan-to, se vaporizará una pequeña parte del líquido y estevapor ocupará mucho más espacio dentro del impulsorque la masa equivalente de líquido.

Si Ia bomba maneja agua a temperaturas normales,el volumen de una burbuja de vapor es mucho más gran-de que el volumen de la cantidad original de agua. Porejemplo, a 50°F, una libra de agua ocupa 0.016 ft’,mientras que el vapor a la misma temperatura ocupa2 441 ft’. La razón entre los dos volúmenes es 152 500,pero disminuye conforme aumenta la temperatura. A212”F, una libra de agua ocupa 0.0167 ft” y una de va-por, 26.81 fty, con lo cual la razón entre los volúmeneses de sólo 1 605, o sea cien veces menor que a 50’F. Porello, cuanto mayor sea la temperatura del agua, mayorserá la reducción en la NPSH que se puede permitir parala misma intensidad del efecto en el rendimiento de lab o m b a .

Rendimiento con hidrocarburos

Las bombas utilizadas para hidrocarburos suelen im-poner limitaciones en la NPSH disponible. Por otra par-te, se encontró que las variaciones entre la (NPSH),cuando se manejan hidrocarburos y cuando se manejaagua, solían ser favorables. Estas circunstancias induje-ron a los diseñadores de bombas y de refinerías a enfo-car sus esfuerzos hacia un mejor entendimiento de losfenómenos y a implantar reglas que se pudieran aplicara la predicción de los efectos de cualesquiera caracterís-ticas especiales de un líquido en la (NPSH)), en cualquierbomba centrífuga.

Al principio, se creyó que esta3 variaciones no existíany que se iban a usar las presiones de vapor o presionesde “punto de burbujeo” reales para el calculo de la NPSHde prueba, desaparecerían las discrepancias y habría co-rrelación completa con los dato3 de la prueba de cavita-ción con agua. No obstante, se utilizaron correccionespara los hidrocarburos como cuestión de política más bienque basadas en teorías aceptadas. Se creyó que una NPSHreducida para servicio con hidrocarburos se podría justi-ficar por lo siguiente:

1. Las especificaciones de las empresa3 petroleras, porlo general, requerían máxima capacidad y carga con mí-nima NPSH. En la práctica, era poco probable la aplica-ción simultánea de estos dos requisitos. Existen cierta3condiciones en los campos que son de autorregulación,por ejemplo: la baja capacidad ocurre con NPSH baja co-mo resultado de la disminución del flujo en el sistema.En esta3 condiciones, aunque caiga la capacidad de labomba, se aumenta la NPSH y en un momento dado sellega al equilibrio.

de agua.

2. La cavitación con los hidrocarburos no fue tan se-vera como con el agua, es decir la curva de carga-capacidad no se interrumpe en forma súbita porque a)sólo las fracciones más ligera3 serán las primeras que hier-van y b) el volumen específico de los vapores de hidro-carburos es muy pequeño por comparación con el vapor

Por supuesto, esto no es todo. Hay muchos otros fac-tores que influyen en el comportamiento de una bombaque maneja hidrocarburos con baja NPSH. Por ello yaexiste una gráfica actualizada de conversiones para hi-drocarburos en Hydraulic Institute Standards’ (Fig. 21).Para utilizar esta gráfica, se empieza en la temperaturade bombeo y se avanza en sentido vertical hacia arribahasta la presión de vapor. Desde este punto se sigue alo largo de las líneas inclinadas, o paralelo a ellas, hastael lado derecho de la gráfica en donde se puede leer lareducción en la NPSH. Si este valor es mayor de lamitad de la (NPSH)), con agua fría, se debe restar la mi-tad de la (NPSH), con agua fría, para obtener la NPSHcorregida. Si el valor en la gráfica es menor de la mitadque la NPSH con agua fría, se debe restar de ella paraobtener la (NPSH), corregida.

Por la carencia de datos que demuestren reduccionesde NPSH mayores de 10 ft, esta gráfica tiene esa limita-ción. No se recomienda extrapolar más allá de ese punto.

La3 normas del Hydraulic Institute incluyen adverten-cias relacionadas con el efecto del aire o gases arrastra-dos, que pueden ocasionar graves alteraciones en la curvade carga y capacidad, eficiencia y capacidades de suc-ción, aunque haya porcentajes pequeño3 de aire o gas.

Queda fuera del alcance de esta publicación un análi-sis exhaustivo de los fenómenos que ocurren en una bom-ba que maneja hidrocarburos. En el mejor de los casosese análisis sería materia de discusión, porque todavíahay opiniones muy contradictorias respecto a lo queocurre.

Es preferible utilizar 1 factor de corrección para la re-ducción en la NPSH co 4o factor adicional de seguridad,en vez de un “permiso”para reducir la (NPSH)*. Estaes la opinión personal del autor, pero la comparten mu-chos especialistas en maquinaria rotatoria de empresaspetroleras y petroquímicas.

Condiciones inadecuadas enla succión

Cuando un sistema tiene insuficiente (NPSH), parauna selección óptima de la bomba, hay varia3 formas deenfrentarse a este problema. Se pueden encontrar me-dio3 para aumentar la (NPSH), o bien reducir la(NPSH), o ambas cosa3.

Para aumentar la (NPSH), se puede:

1. Subir el nivel del líquido2. Bajar la bomba3. Reducir las pérdidas por fricción en 103 tubos de

succión4. Utilizar una bomba reforzadora5. Subenfriar el líquidoPara reducir la (NPSHj, se puede emplear:6. Velocidades más bajas7. Impulsor de doble succión8. Ojo del impulsor más grande9. Una bomba de tamaño más grande10. Inductores colocado3 ante3 de los impulsores con-

vencionales1ll. Varias bombas más neaueñas en oaralelo

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 85

Cada uno de estos métodos tiene ventajas y desventa-jas. Se hará un examen y evaluación individuales de ca-da método.

1. Subir el niuel del líquido. A primera vista, parece lasolución más sencilla, salvo que no resulte práctica por-que: a) el nivel del líquido sea fijo, como en un río, unestanque o un lago; b) la cantidad a la que hay que subirel nivel sea totalmente impráctica, o c) el costo de subirun tanque o una torre de fraccionamiento sea excesivo.A menudo se encontrará que unos cuantos pies más per-mitirán seleccionar una bomba menos costosa o más eh-ciente y el ahorro en el costo inicial, energía o man-tenimiento compensará los costos adicionales.

2. Bajar la bomba. Igual que en el caso de subir el niveldel líquido,el costo de poner la bomba más abajo no se-ría prohibitivo como se podría creer, porque permitiríaseleccionar una bomba de velocidad más alta, menos cos-tosa y más eficiente. Un método alterno sería emplearuna bomba vertical con el impulsor debajo del nivel delsuelo.

El costo de esta solución es que los cojinetes de la bom-ba se deben lubricar con el líquido que se maneja. Aun-que ya hay tipos y materiales de cojinetes para esafinalidad, se debe tener en cuenta que la duración de labomba no se puede comparar con la obtenible con coji-netes externos lubricados con grasa o aceite. Por tanto, sedeben esperar reacondicionamientos a intervalos máscortos.

3. Reducir las pérdidas por fricción en los tubos de succión.Esto se recomienda en todos los casos y su costo se recu-perará por las condiciones mejoradas en la succión y losahorros de energía.

4. Utilizar una bomba reforzadora. Esta solución es muyeficaz para las bombas en servicio de alta presión, en don-de las velocidades permisibles más altas producirán aho-rros en el costo inicial de la bomba principal, así comomayor eficiencia y, a menudo, menor número de etapas,que dan mayor confiabilidad. La bomba reforzadora pue-de ser de una etapa, de baja velocidad y baja carga.

5. Subenfriar el líquido. Este método incrementa la(NPSH)A porque reduce la presión de vapor del líquidoque se bombea. Se logra con facilidad con la inyeccióndel líquido tomado en algún punto en la corriente en queesté a temperatura más baja. En muchos casos, en par-ticular con altas temperaturas de bombeo, la cantidadde líquido inyectado es muy pequeña. Por ejemplo, si sebombea agua a 325OF, la inyección de sólo 4% de aguaa 175OF subenfriará el caudal al grado de que la(NPSH), habrá aumentado en 20 ft.

6. Emplear velocidades maS bal.as. Una vez que se selec-ciona un valor razonable de velocidad específica de suc-ción, está claro que cuanto más baja sea la velocidad de labomba, menor será la (NPSH),. El problema es quela bomba de baja velocidad será más costosa y menos efi-ciente que una de alta velocidad para el mismo servicio.Por tanto, la baja velocidad de la bomba rara vez serámás económica.

7. Emplear un impulsor de doble succión. Esta solución esla más deseable, en particular para grandes capacidades,si está disponible un impulsor de doble succión para lascondiciones deseadas de servicio. Se basa en lo siguiente:

Si se selecciona el mismo valor de S para impulsoresde succión sencilla y doble, de modo que:

~lCrz>“”s = (&)3/4 = n2@2>1’2vL2)3’4en donde el subíndice 1 es para impulsor de succión sen-cilla y el subíndice 2 para el impulsor de doble succión.

Dado que QZ = Q,/2 se puede suponer primero que:

n2 = n1 (8)

en cuyo caso H,, = 0.63 Hsrlo sea:

HSr2 = Hwl (9)

en cuyo caso, n2 = 1.414n,.Si se mantiene la misma velocidad de la bomba en am-

bos casos, como en la ecuación (8) se puede reducir la(NPSH)), en 27% si se utiliza impulsor de doble succión.Como opción, con una (NPSH)), dada como se indica enla ecuación (9) se puede hacer funcionar una bomba dedoble succión a una velocidad 41.4% más alta.

8. Emplear un ojo del impulsor más grande. Esta soluciónreduce la (NPSH), porque disminuye las velocidades deentrada al impulsor. Estas velocidades bajas pueden te-ner muy poco efecto en el rendimiento de la bomba ensu punto de máxima eficiencia o cerca del mismo. Perocuando esas bombas funcionan con capacidad parcial,puede ocurrir funcionamiento ruidoso, borboteos hidráu-licos,y desgaste prematuro. Este problema se comentarácon mayor amplitud más adelante. De momento, bastedecir que es un procedimiento peligroso y se debe evitarsi es posible.

9. Emplear una bomba de tamaño más grande. Debido a quela (NPSH), requerida por la bomba se reduce conformedisminuye la capacidad, a veces se selecciona una bom-ba más grande de lo necesario para ese servicio; estemétodo tiene sus riesgos y puede ocasionar resultadosindeseables. En el mejor caso, hay el inconveniente de

Fig.

Capac idad, gpm

2 2 Efecto del tamaño excesivo de una bomba

86 BOMBAS CENTRíFUGAS

tipo ax ia l

Fig. 23 El inductor reduce las necesidades de NPSHen las bombas centrífugas

-Capac idad, gpm

Fig. 24 La viscosidad del líquido influye en elrendimiento de las bombas centrífugas

una bomba más costosa que funciona con menos ekien-cia de la que se podría haber obtenido en otra forma (Fig.22). En el peor de los casos, el funcionamiento con unporcentaje más bajo del suyo con máxima eficiencia pro-ducirá los mismos problemas que el empleo de ojos deimpulsor más grandes.

10. Emplear un inductor. Un inductor es un impulsoraxial, de baja carga, con pocos álabes que se coloca de-lante del impulsor convencional (Fig. 23). Por su di-seño, requiere mucha menos NPSH que un impulsorconvencional y se puede emplear para disminuir la(NPSH), o hacer funcionar la bomba a mayor velocidadcon una (NPSH), dada.

El inductor es una respuesta adecuada en muchas si-tuaciones, pero hay que tener cuidado para utilizarlo, por-que los límites permisibles de funcionamiento de bombascon inductores son menores que con impulsores conven-cionales.

11. Emplear varias bombas más pequeñas en paralelo. Porsupuesto, las bombas pequeñas requieren valores más ba-jos de NPSH. Aunque parezca ser una solución costosa,no siempre es así. En muchos casos, tres bombas de lamitad de la capacidad, con una para reserva, no suelencostar más que una bomba para toda la capacidad másla de reserva. En realidad, se pueden instalar dos bombasde la mitad de la capacidad sin una para reserva, porquetodavía se puede manejar la carga parcial si una bombaestá temporalmente fuera de servicio. Además, si la de-manda tiene muchas variaciones, la operación de una solabomba cuando hay carga ligera ahorrará energía, comose verá más adelante.

Viscosidad y gases arrastrados

Ya se dijo que el rendimiento de la bomba es indepen-diente de las características del líquido que se maneja,con la salvedad de que la viscosidad del líquido influyeen el rendimiento. Esto se debe a que dos de las princi-pales pérdidas en una bomba centrífuga las ocasionan lafricción del líquido y la fricción de disco, y varían segúnla viscosidad del líquido, por lo cual tanto la capacidadde carga como la salida mecánica difieren de los valoresque tienen cuando se bombea agua.

En la figura 24 se ilustra el rendimiento de una bom-ba probada, primero, con agua (viscosidad = 32 Segun-dos Saybolt Universales o SSU) y luego con una serie delíquidos con viscosidades entre 100 y 4 000 SSU. Se apre-ciará que para el momento en que la viscosidad llega a2 000 SSU, el rendimiento de la bomba se habrá reduci-do a tal grado que una bomba de desplazamiento positi-vo resultaría más económica para esa aplicación.

No es necesario un comentario a fondo del efecto dela viscosidad sobre el flujo de líquidos. Sin embargo, to-dos los factores de corrección para los efectos de la visco-sidad en el rendimiento de la bomba se han determinadocon experimentos. Las normas del Hydraulic Institute in-cluyen dos graficas de uso universal para corregir los va-lores de capacidad, carga y eficiencia obtenidos en laspruebas de bombas con agua. Una gráfica se aplica abombas con capacidades de 10 a 100 gpm y la otra (Fig.25) para capacidades de 100 a 10 000 gpm. Para mayo-

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 87

Capacidad, cientos de gpmFuente: Hydraulic Institure Standards

Fig. 25 Factores de corrección para líquidos viscosos

res detalles del método para aplicar estos factores de co-rrección a las pruebas con agua y para la selección de unabomba con rendimiento determinado con una viscosidaddada, consúltense las Normas’.

Aire o gas arrastrados

Si se deja que entren el aire o gas arrastrados en el lí-quido a la bomba centrífuga, éstos perjudicarán el ren-dimiento de la misma. La forma más frecuente en queel aire entra a la succión de la bomba es por la formaciónde vórtices o remolinos en la superficie libre del líquido.A veces, el aire se infiltra a la bomba por el prensaesto-pas si no está bien sellado. La cantidad de aire o gas quepuede manejar la bomba sin peligro es de 0.5 % en volu-men (medida en las condiciones de succión). Si se aumen-ta esa cantidad al 6% el efecto es casi desastroso, comose puede ver en la curva típica de la figura 26. La líneadiscontinua indica la capacidad mínima a la cual se pue-de operar la bomba y la razón de ello es que si se reduce\a capacidad de la bomba más de lo indicado, ya no pue-de haber expulsión parcial del aire o gas por la descargay la bomba trabaja con un exceso de aire.

Capacidad de líquido, gpmFig. 26 El aire o gas atrapados reducen el

rendimiento de las bombas centrífugas

Funcionamiento en condicionesque no son de diseño

En teoría, mientras la (NPSH), sea mayor que la(Nf’W, >una bomba centrífuga puede trabajar en unaamplia gama de capacidades. Como se explicó, la capa-cidad exacta de funcionamiento se determina en la in-tersección de la curva de capacidad-carga de la bombacon la curva de carga del sistema. Esta capacidad de fun-cionamiento sólo se puede cambiar si se alteran una oambas curvas: la variación de la velocidad de la bombaalterará la curva de carga-capacidad; si se estrangula ladescarga, se alterará la curva de carga del sistema.

A cualquier velocidad dada, el rendimiento de unabomba centrífuga sólo será óptimo en un punto de su ca-pacidad, o sea a la cual la curva de eficiencia llega a sumáximo. Con todos los demás flujos, la configuración delimpulsor y de la carcasa no permiten un patrón ideal deflujo. Por tanto, la definición de condiciones que no sonde diseño puede ser para cualesquiera condiciones cuan-do se requiere que la bomba entregue flujos superioreso inferiores a su capacidad en su punto de máxima efi-ciencia.

CapacidadFig. 27 Una bomba de tamaño muy grande produce

exceso de capacidad

88 BOMBAS CENTRíFUGAS

Capacidad

Fig. 28 Uso en paralelo de dos bombas ode una -

Funcionamiento con flujos grandes

Hay dos circunstancias que pueden hacer que la bom-ba trabaje con flujos mayores a los de su punto de máxi-ma eficiencia o incluso el de diseño.

La primera ocurre cuando se emplea una bomba detamaño más grande por aplicar márgenes excesivos enla especificación de la carga y la capacidad. En este ca-so, el rendimiento de la bomba y su relación con la cur-va de carga del sistema se indican en la figura 27. Lacurva de carga-capacidad cruza la curva de carga del sis-tema con una capacidad mucho mayor que el flujo re-querido con consumo excesivo de energía. Por supuesto,se puede estrangular la bomba a la capacidad requerida,y disminuir un tanto su consumo de energía. Pero, co-mo ocurre con frecuencia, si la bomba funciona sin con-trol, siempre tendrá el flujo excesivo indicado en la figura27. Salvo que haya suficiente (NPSH)*, la bomba sepuede dañar por la cavitación y el consumo de energíaserá excesivo.

La segunda ocurre cuando se utilizan dos o más bom-bas en paralelo y se retira una del servicio porque hadisminuido la demanda. En la figura 28 se ilustra elfuncionamiento de estas dos bombas. Siempre que fun-ciona una sola bomba, su curva de carga-capacidad cru-za la de la carga del sistema con flujos mayores a sucapacidad de diseño. Esto se llama el punto de “alcan-

“. También en este caso se deben seleccionar laykPSH)* y el tamaño del propulsor de modo de cumplircon las condiciones en este punto de alcance.

Funcionamiento con flujos reducidos

La causa más frecuente de que una bomba funcionecon flujos reducidos es cuando disminuye la demanda enel proceso en que se encuentra. Pero, también puede ocu-rrir que dos bombas en paralelo sean inadecuadas paraeste servicio con flujo reducido y en una de las bombasquizá se cierre la válvula de retención por la presión másalta producida por la bomba que tiene mayor caudal.

El funcionamiento de las bombas centrífugas con ca-pacidades reducidas puede ocasionar inconvenientes, queocurren por separado o en forma simultánea y hayque preverlos o evitarlos. Algunos son:n Fucionar a menos de la eficiencia máxima. Cuan-

do las características del proceso requieren flujos reduci-dos, se pueden manejar con un propulsor de velocidadvariable o con varias bombas para la capacidad total re-querida y, luego, se hace un paro secuencial de las bom-bas conforme se reduce la demanda total. Este pro-cedimiento ahorrará energía, como se comentará másadelante.

w Mayor carga en los cojinetes. Si la bomba es de di-seño de voluta sencilla estará sometida a mayor empujeradial, que aumentará la carga en los cojinetes radiales.Si se espera que una bomba trabajará con esos flujos de-be resistir esta carga alta en los cojinetes.n Aumento de temperatura. Cuando se reduce la ca-

pacidad, aumenta la temperatura del líquido bombeado.Para no exceder de los límites, se debe proveer una deri-vación (b@zss) para flujo mínimo; puede ser automáticay también protegerá contra el cierre accidental de la vál-vula de retención cuando está en marcha la bomba.n Recirculación interna. Con ciertos flujos menores a

los de máxima eficiencia, todas las bombas centrífugastienen recirculación interna, en las zonas de succión ydescarga del impulsor. Esto puede ocasionar borboteoshidráulicos y daños al impulsor similares a los que pro-duce la cavitación pero en un lugar diferente en el im-pulsor.

Recirculación interna

Los tres primeros inconvenientes del funcionamientocon bajo flujo no requieren comentario adicional. Por otraparte, el aspecto de la recirculación interna no es muyconocido, excepto por algunos diseñadores de bombas.Debido a que esta recirculación en la succión es causa muyfrecuente de problemas, se describirá en seguida.

El flujo exacto con el cual ocurre la recirculación enla succión depende del diseño del impulsor. Cuanto más

Capacidad

Fig. 29 El flujo al cual ocurre la recirculacióndepende del diseño del impulsor

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 89

grande sea la superficie del ojo del impulsor y más gran-de sea la superficie en la succión del impulsor en rela-ción con su tamaño total (y por tanto, menor la(NPSH), con capacidad y velocidad dadas), mayor serála capacidad a la cual ocurre la recirculación como por-centaje de la capacidad con máxima eficiencia (Fig. 29).

La recirculación interna produce vórtices o remolinosmuy intensos (Fig. 3) con altas velocidades en sus cen-tros y, en consecuencia, una importante reducción en lapresión estática en ese lugar. A su vez, ello conduce acavitación intensa acompañada por fuertes pulsacionesde presión y ruido, que pueden perjudicar el funciona-miento de la bomba y! a fin de cuentas, dañar el mate-rial del impulsor.

El lugar en donde ocurren los daños es una excelenteforma de determinar si la causa fue la cavitación clásicao la recirculación interna en la sección. Si los daños es-tán en el lado visible de los álabes de entrada al impul-sor, la causa es la cavitación clásica. Si los daños estánen el lado de presión (que no se ve) de los álabes y hayque localizarlos con un espejo, la causa es la recircula-ción en la succión.

Desde luego que hubo problemas de vez en cuando oca-sionados por este fenómeno. Pero se intensificaron en ladécada de 1960, por los dos factores que dieron origena una mayor incidencia de dificultades.

1. Los usuarios exigieron a los diseñadores que redu-jeran los valores de la (NPSH),. Esto sólo se podría lo-grar con el aumento de la superficie del ojo de succióndel impulsor, con lo cual el inicio de la recirculación in-terna ocurría más cerca de la capacidad con máxima eti-ciencia.

2. Mayores cargas por etapa y mayores capacidadesde las bombas, que aumentaron la energía de los impul-sores e intensificaron los efectos adversos de la recircula-ción interna.

La información acerca de estos fenómenos apareció porprimera vez en un documento de circulación limitada y,más tarde, en un artículo3. Por razones claras, la solu-ción matemática se consideró como información privaday no se publicó hasta 19814J.

Sonda de impac to . ./’ ->

Flu jo normal F lu jo con rec i r cu lac ión

Fig. 30 La recirculación interna daña el impulsor

Velocidad específica S de succión con flujo de máxima eficiehcción sencilla o un lado de la succión doble)

Fig. 31 El flujo mínimo aceptable depende del gradode recirculación interna

Sin embargo, durante esos intervalos se sugirió que losvalores (S) de la velocidad específica de succión no debe-rían exceder de 8 500 a 9 500 para evitar problemas, sies que se esperaba operación con flujos muy reducidos.

Fraser4 presentó las fórmulas exactas para calcular elflujo al cual empezaría la recirculación interna en la suc-ción una vez que se conocían datos geométricos del im-pulsor. Produjo curvas con gran aproximación (Fig. 31)en el caso de que no se dispusiera con facilidad de estosdatos5.

Hay un modo de confirmar el valor de la recirculaciónen la succión. Se instala una sonda de cabeza de impactoen el sentido del flujo (Fig. 30) con la sonda apuntadadentro del ojo. Con circulación normal, la lectura serála presión de succión menos la carga de velocidad en elojo. Tan pronto como ocurre la recirculación interna, unainversión del flujo se notará como un aumento repenti-no en la presión.

La velocidad S específica de succión de la bomba sedebe calcular siempre para las condiciones correspondien-tes a la capacidad con máxima eficiencia. Las condicio-nes garantizadas de servicio pueden o no correspondercon este flujo con máxima eficiencia y rara vez es así.También se debe calcular S sobre la base del rendimien-to de la bomba con el impulsor de máximo diámetro pa-ra el cual está diseñada la bomba.

Esta restricción se hace notoria cuando se tiene encuenta que la recirculación interna en la succión ocurrepor condiciones que surgen en la entrada al impulsor ysus inmediaciones.-Estas condiciones no siempre se pue-den variar al reducir el diámetro del impulsor. Esta re-ducción cambiará el punto de máxima eficiencia a unvalor de flujo más bajo, pero no reducirá el flujo al cualocurrirá la recirculación en la succión.

Las características del líquido no influyen el flujo alcual tiene lugar la recirculación interna, pero sí tienen unmarcado efecto en la severidad de los síntomas y el gradode daños. La razón es la m.isma que en el caso de la(NPSH), para evitar los síntomas y daños ocasionadospor la cavitación clásica, como se describieron. Por ello,la recirculación interna siempre será menos dañina cuan-

90 BOMBAS CENTRíFUGAS

do la bomba maneja agua caliente y, en particular, mu-cho menos cuando maneja hidrocarburos que cuandomueve agua fría.

Como ya se cuenta con los medios para calcular el co-mienzo de la recirculación interna, los usuarios y dise-ñadores de bombas centrífugas podrán establecer límitessensatos para los flujos mínimos de operación, para loque se necesitará establecer lineamientos entre los flujosmínimos y los de recirculación. Pero esto tiene “cola”.La creación de esos lineamientos es una labor muy com-pleja por una serie de razones.

Cuando se hace funcionar una bomba a menos de losflujos de recirculación, ocurrirá una serie de cosas conefectos dañinos en el rendimiento de la bomba y la dura-ción del impulsor. Estas cosas se pueden agrupar como“disturbios”. A su vez, la intensidad del disturbio de-penderá de factores tales como:n Tamaño de la bomba. Es decir, capacidad, carga

total y caballajew Valor de la velocidad específica de succiónn Características del líquidow Materiales de construcciónw Tiempo en que funciona la bomba con menos de

ciertos flujos críticosn La tolerancia de los usuarios ante los síntomas de

disturbios en la bombaEste último factor hace que la elección de lineamien-

tos para mínimo flujo sea más bien subjetiva. Algunosusuarios aceptarán el hecho de que se debe reemplazarel impulsor cada año, mientras que otros se quejarán sihay que cambiarlos cada tres o cuatro años, en el mismoservicio. Asimismo, las intensidades de ruido y pulsacio-nes aceptables para un usuario, serán motivo de protes-ta de otros.

Una observación puede dar alguna orientación a losusuarios acerca de lo que constituye un flujo mínimoaceptable con respecto al efecto sobre el valor de S. Conreferencia a la figura 3 1 y en el supuesto de que hay unarelación h,lD, entre el diámetro del cubo y el del ojo de0.45, entonces en un impulsor que tenga un valor S de14 000 empezará la recirculación de succión a alrededordel 100% de su flujo con máxima eficiencia. Si se tratade una bomba grande que maneje agua fría, nadie que-rría hacerla funcionar a menos de este 1 OO % . Por el con-trario, una bomba con la misma relación entre el diámetrodel cubo y el del ojo con un valor S de 8 000 tendría unarecirculación de sólo el 56% del flujo de máxima eficien-cia y, como dice el autor, no vacilaría en hacerla funcio-nar, cuando fuera necesario, con apenas el 25% de suflujo de máxima eficiencia.

A continuación aparecen algunos lineamientos, aun-que parezcan ser un poco vagos:

1. Salvo que haya una razón poderosa para hacerlo,no hay que especificar valores de NPSH que ocasionenvalores S muy por arriba de 9 000.

2. En el caso de bombas de menos de unos 100 hp,el efecto de la recirculación de succión no será tan im-portante como en bombas más grandes.

3. Las bombas para hidrocarburos se pueden operarcon flujos más bajos que las similares que manejan aguafría.

4. Los peligros de operar con flujos mucho menoresque los de recirculación se determinan mejor despuésde que la bomba ha empezado a trabajar. Por tanto, sedebe prever un aumento en la derivación para flujo míni-mo si se sospecha que se tomó una decisión muy optimistaen cuanto al flujo mínimo cuando se seleccionó la bomba.

5. Cuando no se espera que la bomba funcione conflujos inferiores a su capacidad de diseño, como las bom-bas para torres de enfriamiento que funcionan en para-lelo a velocidad constante y sin estrangulación (Fig. 28)se pueden emplear valores S más altos sin preocuparsepor efectos dañinos de la recirculación interna en lasucción.

Conservación de la energía ylas bombas

Los altos y crecientes costos de la energía eléctrica ylos combustibles son algo muy real. Por ello, ahora másque nunca, es indispensable examinar la selección y laoperación de las bombas con la finalidad de minimizarel consumo de potencia. Se podría preguntar a los dise-ñadores y fabricantes lo que se puede hacer para mejo-rar la eficiencia. Pero todas las mejoras sencillas ya sehan incluido en las bombas centrífugas actuales. Las cur-vas de la figura 9 indican las máximas eficiencias obteni-bles con bombas comerciales de diferentes tamaños y dedistintas velocidades específicas; estos valores no han cam-biado mucho en más de dos décadas.

Efecto de la velocidad específica

Cuanto mayor sea la velocidad específica selecciona-da para condiciones dadas de operación, mayor será laeficiencia de la bomba y, por tanto, menor el consumode energía. Sin tener en cuenta otras consideraciones latendencia debe ser a preferir velocidad específica más al-ta desde el punto de vista de ahorro de energía.

Ahora se estudiarán algunos ejemplos típicos (TablasII y III) en donde se examinan selecciones alternas parados grupos de condiciones. En ambos casos, se ha supues-to que el punto de diseño corresponde al de máxima efi-ciencia de la bomba.

En el primer caso (Tabla II) la diferencia entre las se-lecciones 1 y 2 no parece ser lo bastante importante co-mo para pensar en una bomba de tres etapas. Por otraparte, una bomba de dos etapas ahorra 20.5 hp que aun costo de energía de $300 a 400/(hp) (año) permitiráahorros anuales de 6 150 a 8 200. dólares.

Pero también se deben considerar algunos factores queanulan esos ahorros. Entre ellos: 1) el costo inicial de unabomba de 2 etapas será mayor que el de la de una etapa;2) el diseño de 2 etapas impedirá el empleo de una bom-ba sencilla, suspendida, con succión por el extremo y unasola empaquetadura.

Hay que ponderar factores similares en contra del aho-rro de 7.4 hp o $2 220 a 2 960/año, que en el segundocaso (Tabla III) favorecen una bomba de dos etapas.

Bien puede ocurr’r que las bombas con velocidad es-pecífica más alta indiquen suficientes ahorros para jus-tificar su selección. Pero iexisten tales ahorros? La

BOMBAS CENTRiFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 91

respuesta dependerá por completo de la gama esperadade capacidad de funcionamiento de las bombas. La for-ma de la curva de consumo de energía tiene considera-bles variaciones de acuerdo con la velocidad específicade la bomba (Fig. 12). Antes de poder decidir cuál es lamejor selección en términos de consumo de energía, hayque examinar ese consumo no sólo en el punto de diseñosino también en toda la gama de capacidades que encon-trará la bomba durante el servicio.

Tabla II Selecciones de bombas para 2 OfM gpm.carga 700 ft

Velocidad EficienciaN o . Velocidad, especifica. de la Potencia,

Selección etapas rPm “4 gr6fica. % bb

Ahora se ampliará el análisis del caso de la tabla II.Además de la energía o potencia al 100% de capacidadde diseño, se comparará el consumo de potencia parabombas de una y de dos etapas con flujo de 75 % y 50%(Tabla IV). Se verá, con sorpresa, que en lugar de aho-rrar energía con todos los caudales, la bomba de dos eta-pas consume 7.6 hp más con 75% de flujo y 18 hp máscon 50%.

1. 1 3 550 1167 81 436.5

2 2 3 550 1962 85 416

3 3 3 550 2659 85.5 413.4

Tabla III Selecciones de bombas para 2 000 gpm,carga 400 ft

Para establecer el gasto real de energía entre las dosselecciones hay que predecir la subdivisión de las horasde funcionamiento con diversas cargas. Si se supone queesta subdivisión corresponderá con la de la tabla V, seencontrará que la bomba más eficiente no es la mejor se-lección y que la bomba de una etapa ahorrará 36 267 hp-hanuales en relación con la de dos etapas. Desde luego,la respuesta final siempre dependerá del factor de cargapara una instalación dada.

Velocidad EficienciaN o . Velocidad. especifica, de la Potencia,

Selección etapas wm N* gráfica, % bb

1 1 3 550 1 775 83 243.4

2 2 3 550 2985 85.5 236

Tabla IV Consumo de potencia con carga parcialde las bombas de la tabla III

Una vez establecida la combinación óptima de veloci-dad específica y de requisitos de NPSH para cualquiergrupo de condiciones de operación, de todos modos hayque escoger entre diversas bombas cuya eficiencia garan-tizada puede tener cierta diferencia.

Ganancia oVelocidad Flujo Potencie, Potencia p6rdidaespecífica, diseiio, % de la bhp real, c o m p a r a d a s c o n

S e l e c c i ó n Ns % da diseiio bb le selección

La reacción más natural sería favorecer las bombas coneficiencia más elevada, en particular las que podrían su-perar a otras en apenas 0.5 % o 1 .O %. Con todos los de-más factores iguales, este método tiene cierta lógica; perolos factores no son siempre iguales y las pequeñas dife-rencias en la eficiencia garantizada quizá se hayan obte-nido a expensas de la confiabilidad con el empleo detolerancias más pequeñas para las piezas movibles o ejesmás delgados.

1 1 775 100 100 243.4 BS%

1 1775 75 89 216.6 Base

1 1775 50 76 185 Base

2 2 985 100 100 236 7.4 hp ganancia

2 2 9 8 5 75 95 224.2 (17.6 hp pérdida)

2 2985 50 86 203 118 hp pkdidal

Los ahorros en el consumo de energía obtenidos conesas pequeñas diferencias en la eficiencia son insignifi-cantes si se comparan con otros métodos para reducir oeliminar el desperdicio de energía. Aunque no se pue-den estudiar todos los métodos disponibles, hay tres ca-sos particulares de ahorros importantes de energía queel autor desea analizar con cierto detalle y son: a) aho-rros desperdiciados por el empleo de bombas más gran-des de lo necesario; b) ahorros que se pueden obtener aloperar el número mínimo de bombas en instalacionesmúltiples, y c) ahorros que se pueden obtener al reacon-dicionar las holguras internas en el momento adecuado.

Tabla V Comparación de operación anual condiversas cargas. (Bombas de una y dosetapas de 2 000 gpm y carga 400 ft)

Caoacidad. Tiemvo de operación Ventaja , hp-h% de flujode diseño

% h 1 etapa 2 etapas

100 30 2628 - 19447

7 5 60 5 256 39 946 -

50 10 876 15 768 -- - - _ _ _

Total 100 8 760 55 714 19447

Ahorro neto en favor de bomba de 1 etapa: 36 267 hp-h.

Efectos del tamaño muy grande

tiempo se pasan por alto ahorros potenciales de energíade 5, 10 e incluso 15% al adoptar una actitud demasia-do conservadora al seleccionar las condiciones requeri-das de servicio.

Una de las principales causas de desperdicio de ener- De todos modos, es cierto que siempre se debe incluirgis es emplear una bomba de tamaño muy grande me- cierto margen para tener en cuenta el efecto del desgastediante la selección de condiciones de diseño que tienen de los componentes internos que con el tiempo reduci-márgenes excesivos en capacidad y en carga total. Es ra- rán la capacidad efectiva de la bomba. La cantidad dero, a veces, que se preste mucha atención a una diferen- margen que se debe proveer es una pregunta compleja,cia de 1% en la eficiencia entre dos bombas, si al mismo porque el desgaste que ocurrirá variará según el tipo de

92 BOMBAS CENTRíFUGAS

190

‘307 0

2 0

1 0

00 3ooo 4ooo

Capac idad, gpm

Fig. 32. Relaciones del sistema para el ejemplo

de las bombas de tamaño mayor al

requerido.

bomba, el líquido que se maneje, la severidad del servi-cio y otras variables. Más adelante se analizará esta pre-gunta al mencionar los ahorros en consumo de energíaque se pueden obtener al restaurar las holguras de fun-cionamiento a sus valores originales.

Una bomba centrífuga en un sistema dado tendrá una’capacidad correspondiente a la intersección de su curvade carga-capacidad con la curva de carga del sistema,siempre y cuando la (NPSH), sea igual o mayor que la(NPSH),. Para variar este punto de funcionamiento serequiere cambiar la curva de carga-capacidad, la de car-ga del sistema o ambas. Lo primero se puede lograr alvariar la velocidad de la bomba o el diámetro del impul-sor y lo segundo requiere alterar las pérdidas por fric-ción con una válvula estranguladora en la descarga dela bomba.

En la mayor parte de las instalaciones de bombas, elpropulsor es un motor de velocidad constante y es el úl-timo recurso para cambiar la capacidad de la bomba. Portanto, si se ha provisto demasiado margen en la selec-ción de la curva de carga-capacidad, habrá que hacer fun-cionar la bomba con considerable estrangulación paralimitar su descarga al valor deseado. Por el contrario, sise permite que la bomba funcione sin estrangulación, quees lo más probable, aumentará la circulación en el siste-ma hasta llegar a la capacidad en la cual se cruzan lascurvas de carga del sistema y de carga-capacidad.

Hay que poner en tela de duda las viejas reglas empí-ricas para seleccionar los tamaños de tubos y de válvu-las. Hay que evaluar con cuidado los aspectos económicosde invertir en tubos y válvulas más grandes que tienenmenores pérdidas por fricción, en contra de los ahorrosde energía a largo plazo logrados con menores pérdidaspor fricción.

Ejemplo de determinar un tamañomayor que el necesario

Supóngase un sistema de bombeo en el cual la capaci-dad máxima deseada sea de 2 700 gpm, la carga estáticade 115 ft y las pérdidas totales por fricción, con tubos quetiene 15 años de uso son, de 60 ft. La carga total requeri-da con 2 700 gpm sea de 175 ft.

Se puede trazar una curva de carga del sistema, quees la curva A en la figura 32. Si se agrega un margende alrededor de 10% a la capacidad deseada y, como ocu-rre a menudo, se agrega cierto margen a la carga totalde 200 ft. El rendimiento de esa bomba, con impulsorde 13-314 in, está superpuesto en la curva A.

Esta bomba produce un exceso de carga a su capaci-dad máxima deseada de 2 700 gpm. Si se desea operara esa capacidad, habrá que estrangular el exceso de car-ga, como se indica con la curva B.

La bomba, a 3 000 gpm consumirá 175 hp y habrá quemoverla con un motor de 200 hp. A la capacidad desea-da de 2 700 y trabajando en la intersección de la curvade carga-capacidad y la curva B, la bomba absorberá165 bhp.

Por tanto, se ha seleccionado la bomba con demasia-do margen. Se puede escoger, sin peligro, una bombacon un impulsor de menor diámetro, tal como 14 in. Lacurva de carga con este impulsor más pequeño cruzarála curva A a 2 820 gpm lo cual da un margen de capaci-dad de 4% que es suficiente. De todos modos habrá queestrangular ligeramente la bomba y la curva del sistemase convertirá en la curva C. El consumo de potencia a2 700 gpm será ahora de sólo 145 bhp en vez de 165 bhpde la bomba seleccionada en forma demasiado conserva-dora; se trata de un respetable ahorro de 12 % en el con-sumo de energía. Además, sólo se necesita un motor de150 hp en vez de uno de 200 hp. Otra ventaja de no es-coger un tamaño mayor que el requerido, es la reduc-ción en la inversión de capital.

Los ahorros reales pueden ser todavía mayores de losdescritos. En muchos casos, se puede hacer trabajar labomba sin estrangulación y se permite que la capacidadse amplíe hasta la mtersección de la curva de carga-capacidad y de la curva A. En este caso, una bomba conimpulsor de 14-3/4 in de diámetro funcionaría a alrede-dor de 3 510 gpm y consumiría 177 hp. Si se utiliza unimpulsor de 14 in, la bomba funcionaría a 2 820 gpm yconsumiría 148 bhp, y el ahorro de energía podría sermayor de 16%. ’

El margen real del ahorro puede ser todavía mayor queel indicado. Las pérdidas de fricción utilizadas para es-tablecer la curva A de carga del sistema se basaron enpérdidas en tuberías con 15 años de uso. Las pérdidascon tubería nueva son sólo 0.613 de las supuestas. La cur-

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 93

va de carga del sistema con tubería nueva es la curva D.Si la bomba que se seleccionó originalmente, con impul-sor de 14-3/4 in fuera a trabajar sin estrangulación, fun-cionaría a 3 600 gpm y consumiría 187.5 bhp. Unabomba con impulsor de 14 in cruzaría la curva D de car-ga del sistema a 3 230 gpm y consumiría 156.5 bhp, pa-ra un ahorro de casi 16.5 %

En realidad, se podría utilizar un impulsor de 13-3/4. in. Su curva de carga-capacidad cruzaría la curva D a

3 100 gpm y consumiría 147 bhp con un ahorro, ahora,de 21.6%.

Se pueden lograr importantes ahorros de energía si,al momento de seleccionar las condiciones de serviciose aplican ciertas restricciones para no utilizar márgenesde seguridad excesivos a fin de obtener las condicionesnominales de servicio.

iQué ocurre en las instalaciones existentes en dondela bomba o bombas tienen márgenes excesivos? ~ES yamuy tarde para lograr estos ahorros? Nada de eso. Esposible establecer la curva real de carga del sistema me-diante pruebas de rendimiento una vez que la bomba es-tá instalada. Entonces, se puede seleccionar un margenrazonable y hay tres opciones disponibles:

1. Se puede reducir el tamaño del impulsor para cum-plir con las condiciones de servicio requeridas para la ins-talación.

2. Se puede pedir al fabricante un impulsor de repues-to con menor diámetro y conservar el original para usofuturo si las pérdidas por fricción aumentan con el tiem-po o si se requieren mayores capacidades.

3. En ciertos casos puede haber dos diseños diferen-tes de impulsores para la misma bomba, uno de los cua-les es más estrecho que el original. Después, se puedeordenar un impulsor más estrecho para repuesto al fa-bricante. Este impulsor más estrecho tendrá su máximaeficiencia con una menor capacidad que la del impulsorde anchura normal; puede o no ser necesario que sea demenor diámetro que el impulsor original, según sea lacantidad de margen excesivo original que se incluyó. Elimpulsor original se conserva para un posible uso en elfuturo.

Funcionamiento con velocidad variable

Aunque la mayor parte de las bombas con motor eléc-trico (motobombas) tienen propulsión de velocidad cons-tante, en otras se aprovechan los posibles ahorros enconsumo de energía cuando la propulsión es de veloci-dad variable.

Los motores con rotor devanado se utilizaron muchoen una época; pero, en la actualidad, se acostumbra uti-lizar una propulsión con velocidad variable, como unatransmisión magnética o un acoplamiento hidráulico entreel motor y la bomba. Como opción, se puede utilizar uncontrol de frecuencia y voltaje variables para el motor queofrece la gran ventaja de mantener una eficiencia casiconstante en el motor sin que importe su velocidad defuncionamiento. Pero una propulsión de velocidad va-riable como el acoplamiento hidráulico tiene pérdidas pordeslizamiento, por lo cual su efiqiencia se reduce direc-tamente por la relación entre la velocidad de salida y la

velocidad de entrada. El funcionamiento con velocidadvariable tiene otra ventaja: permite que el motor funcio-ne por arriba o por abajo de la velocidad sincrónica.

El funcionamiento con velocidad variable permite lo-grar las condiciones requeridas en el servicio sin estran-gulación, porque reduce la velocidad de funcionamientode la bomba. Los propulsores de velocidad variable, enespecial los de entrada de frecuencia variable se utilizancada vez más.

No es muy tarde para obtener ahorros de energía enalgunas instalaciones si se las convierte para funciona-miento de velocidad variable. Para decidir si se hace ono esa modificación, es necesariotrazar la curva real decarga del sistema, a fin de calcular la velocidad requeri-da con diversas capacidades entre los límites de funcio-namiento y determinar el caballaje de salida del motorentre esos límites e incluir las pérdidas sufridas, si las hay,en el propulsor de velocidad variable. La diferencia en-tre este caballaje y el caballaje al freno de la bomba a ve-locidad constante, representa ahorros potenciales deenergía con estas capacidades.

Después, es necesario asignar un número predicho dehoras de funcionamiento con diversas capacidades ycalcular los ahorros potenciales anuales en hp-h o enkWh. Estos ahorros son en los costos y se pueden utili-zar para determinar si se justifica o no el costo del cam-bio a la propulsión con velocidad variable.

Utilizar una bomba enlugar de dos

Muchas instalaciones tienen lo que se llama bombasde “media capacidad”, con dos bombas en paralelo pa-ra entregar el caudal requerido con plena carga. Si el sis-tema en que trabajan estas bombas tienen grandesvariaciones en el flujo, se pueden lograr ahorros impor-tantes de potencia si se mejoran los métodos de opera-ción. Con demasiada frecuencia se dejan ambas bombasconectadas aunque la demanda baje hasta el grado queuna bomba es suficiente para la carga (Fig. 28). La can-tidad de energía desperdiciada al tener trabajando dosbombas con media carga, cuando una sola bastaría, pue-de ser importante. Esto se puede demostrar si se consul-ta la llamada curva de 100% de bombeo (Fig. loa).

Para simplificar el análisis, se puede olvidar el aspectode los márgenes de capacidad o presión e imaginarse quelas bombas trabajan con plena carga y con válvulas deestrangulación abiertas del todo; también se supondrá quefuncionan a velocidad constante. Entonces, para satisfa-cer las condiciones -de plena carga se utilizan dos bom-bas de media capacidad, cada una de ellas a su puntode 100% de capacidad y en que cada una consuma el100% de su caballaje nominal al freno.

Si se desea reducir el flujo a media carga y mantenerambas bombas conectadas, será necesario estrangular ladescarga de las bombas y crear una nueva curva de car-ga del sistema. En estas condiciones, cada bomba des-cargará el 50 % de su capacidad nominal con 117 % decarga nominal y habrá que estrangular gran parte de ella.Cada bomba tendrá un 72.5 % de consumo de su poten-cia nominal. Por tanto, el consumo total de potencia de

94 BOMBAS CENTRíFUGAS

dos bombas que trabajen con media carga, sería el 145 %del requerido si se tuviera una sola conectada.

En tal caso, se pararía una de las bombas y se maneja-ría la media carga requerida con una sola bomba que tra-baje al 100% de su capacidad nominal. Habría queestrangular mucho menos la descarga que si se dejaranconectadas ambas bombas. El consumo de potencia se-ría el 160% del nominal para una sola bomba. Cuandose hace funcionar una sola bomba si la carga del procesobaja un 50 Yo, se ahorra 3 1% de potencia con relacióna ambas bombas.

En realidad, una bomba podría manejar una capa-cidad mucho mayor que la de media carga, porque lacurva de carga-capacidad de una sola bomba podría cru-zar la curva de carga del sistema en cualquier punto en-tre 60 y 70% de la carga, según sea la forma exacta delas curvas de carga del sistema y de carga-capacidad.

Este método de operación ofrece otros beneficios. Pri-mero, si se suponen 8 500 horas anuales de operación delas cuales un 20 % es con flujos del 50% o menores, cadabomba funcionaría sólo 7 650 hlaño en lugar de 8 500,con lo cual la duración de sus piezas movibles aumenta-ría en más de ll %.

Las bombas que funcionan a menudo con capacidadreducida, no tienen tanta duración como las que traba-jan cerca de su punto de máxima eficiencia. Por ello, sise utiliza una sola bomba cuando puede manejar el cau-dal requerido, se prolongará todavía más su duración quela diferencia en horas de trabajo.

Restauración de las holguras internas

La cantidad de desgaste de las piezas de la bomba en-tre sus holguras internas depende de muchos factores. Pa-ra empezar, aumenta en cierta relación con la presióndiferencial entre las holguras. También aumenta si el lí-quido es corrosivo o contiene material abrasivo. Pero, eldesgaste es más lento si se utilizan materiales más resis-tentes al desgaste en las piezas que pueden sufrirlo. Asi-mismo, se puede acelerar el desgaste si ocurre un contactomomentáneo entre las piezas movibles y las estacionarias.

Cuando las holguras de funcionamiento aumentan porel desgaste, se produce un cortocircuito de una mayor

Capacidad

Fig. 33 Efecto del desgaste sobre la cargaproducida por las bombas centrifugas

\

Velocidad específica

Fig. 34 Las perdidas por fugas son mayores enbombas de doble succión de baja velocidadespecifica

parte de la capacidad de la bomba en esas holguras y hayque volver a bombear. La capacidad efectiva o neta en-tregada por una bomba en contra de una carga dada sereduce en una cantidad igual al incremento en los esca-pes 0 fugas.

Aunque en teoría los escapes o fugas varían más o me-nos proporcionalmente a la raíz cuadrada de la presióndiferencial a través de una unión movible y, por tanto,proporcionalmente a la raíz cuadrada de la carga total,resulta bastante exacto suponer que el aumento en las fu-gas permanece constante con todas las cargas. En la fi-gura 33 se ilustra el efecto del aumento en las fugas sobrela forma de la curva de carga-capacidad de la bomba.Al restar las fugas internas adicionales de la capacidadinicial con cada carga se tiene una nueva de carga-capacidad después de que ha ocurrido el desgaste.

Hay que comparar el costo de restaurar las holgurasinternas o sea reacondicionar la bomba, contra el valordel ahorro de potencia que se puede lograr cuando se ope-ra una bomba con sus holguras originales. Es fácil deter-minar el costo, pues se pueden obtener los precios de laspiezas nuevas y calcular el costo de la mano de obra pa-ra el trabajo. Pero iqué ocurre con los ahorros?

Los ahorros no son iguales en todas las bombas. Losdatos analíticos y de experimentos han indicado que las’pérdidas por fugas varían de acuerdo con la velocidadespecífica de una bomba.

En la figura 34 se ilustra la relación entre las pérdidaspor fugas y las velocidades específicas de las bombas dedoble succión. Si, por ejemplo, se trata de una bombaque tiene velocidad específica de 2 500, las pérdidas porfugas en una bomba nueva serán alrededor del 1%. Portanto, cuando las holguras internas han aumentado alpunto de que se duplican esas fugas, se puede recuperaralrededor del 1% del ahorro de energía con la restaura-ción de las holguras internas. Pero si se trata de una bom-ba con una velocidad específica de 750, habrá alrededorde 5% de pérdidas por fugas. Si se restauran las holgu-ras después de que el desgaste ha hecho que se dupliquenlas fugas, se puede tener un ahorro de 5 % en la energía.

Por tanto, la restauración de las holguras en las bom-bas del tipo de baja velocidad específica produce más be-

BOMBAS CENTRíFUGAS Y FACTORES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA 95

neficios en términos de la reducción de pérdidas por fugas.Además esas bombas suelen tener cargas más altas poretapas que las de la velocidad específica alta. Con todoslos factores iguales, el desgaste aumenta cuando hay car-gas diferenciales más altas. Por ello, hay muchas razo-nes para restaurar las holguras en bombas con cargaelevada y tener más ahorros.

Referencias

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2. Karassik, 1. J., Krutzch, W. C., Fraser, W. H., and Mssina, J. P., “PumpHandbook,” McGraw-Hill, New York, 1976.

3. Bush, A. R., Fraser, W. H., and Karassik, 1. J., Coping With Pump Progmss:The Sources and Solutions of Centrifuga1 Pump Pulsations, Surgea andVibrations, F?qb Wor/d Worthington, Mountainside, N.J., Summer 1975and March 1976.

4. Fraser, W. H., Recirculation in Centrifuga1 Pumps, Winter Annual Meetingof ASME, Nov. 16, 1981, ASME, New York.

5. Fraser, W. H., Flow Recirculation in Centrifuga1 Pum s, TurbomachinerySymposium, Texas A&M University, College Station, -fex., December 1981.

I g o r J . K a r a s s i k e s i n g e n i e r oc o n s u l t o r j e f e , W o r t h i n g t o n D i v . ,McGráw-Edison Co., 233 Mount AiryRoad, Basking Ridge, NJ 07920. Fuenombrado para ese puesto después de42 años de trabajar en Worthmgton endiseño, investigación y aphcaclón debombas de una y de múltlples etapas.Ha escrito más de 450 artículos y esautor o coautor de cuatro manuales de

Análisis de circuitos debombas centrífugasiCómo se calcula el jlujo de una bomba dada en un circuito o se selecciona unabomba para un jlujo dado? En este artículo se presenta el método analítico decálculo para siete tipos de circuitos.

Mahesh Talwar, The Ralph M. Parsons Co.

El rendimiento real de una bomba centrífuga en uncircuito de tubería se determina por su curva característicade carga versus curva de capacidad y la curva de resis-tencia del circuito versus la curva del flujo. Cuando lascurvas se cruzan en el punto de funcionamiento. Silas curvas se expresan en forma matemática, entoncespara obtener el punto de funcionamiento se resuelven,en forma simultánea, las ecuaciones de carga versus ca-pacidad y de resistencia versus flujo.

Los métodos de gráficas y matemáticos son sencillos,siempre y cuando se trate de una sola bomba y de uncircuito de un solo tubo. Pero el método de gráfica se vuel-ve imposible de manejar cuando el circuito está com-plicado con ramales, derivaciones, tomas y diferenteselevaciones. El otro método también se complica, peromenos, pero se puede programar una solución matemá-tica.

En este artículo se presenta un método matemático pa-ra calcular el flujo y la carga de una bomba dada, y parasiete tipos diferentes de circuitos de tuberías: resistenciaen serie, resistencia en paralelo, resistencia en serie concarga fija, resistencia en paralelo con carga fija y con di-ferentes cargas fijas; dos tuberías en serie, con una sali-da lateral y resistencia en serie-paralelo con diferentescargas fijas. También se indica cómo se debe especificarla carga requerida para un flujo dado.

Curvas de bomba y de resistencia

Para analizar los circuitos de la bomba, se necesitanecuaciones que describan la carga versus la capacidad de

la bomba y la resistencia del circuito de tubos versus elflujo..

La relación entre la carga y la capacidad de una bom-ba centrífuga se puede expresar como una ecuación cua-drática:

H=a+bQ+c@ (1)

en donde H es la carga, en ft, y Q es la capacidad volu-métrica 0 flujo, en gpm. Por tanto, las tres constantesa, 6 y c especifican por completo una curva de la bomba.El fabricante de la bomba puede informar de las cons-tantes o se pu.eden obtener con el análisis de la curvade la bomba.

Por ejemplo: una bomba centrífuga está especificadapara carga de 500 ft con capacidad de 50 gpm. La curvade la bomba indica que la carga con cero gpm es de 550ft y que la cárga con 37.5 gpm también es de 550 ft. Alsustituir 550 ft y cero gpm en la ecuación (1) se encuen-tra que a = 550 ft. Al sustituir a y los otros dos puntosen la ecuación (1) y resolver las dos ecuaciones en formasimultánea, se encuentra que 6 = 3.03 y c = 0.0806.Por tanto, la ecuación de la carga contra la capacidadde esta bomba es

H = 550 + 3.034 - 0.0806Q2 (2)

La resistencia de la tubería es la carga que debe ven-cer ia bomba. Cuando el flujo es turbulento, la resisten-cia por fricción (R,, ft) se puede expresar como

Rf = 0.03 1 ljL.Q21d5 (3)

22 de agosto de 1983

ANÁLISIS DE CIRCUITOS DE BOMBAS CENTRíFUGAS 97

en dondefes el factor de fricción de Darcuh, ,? es la lon-gitud equivalente del tubo, ft, y des el diámetro del tu’bo, in. Entonces, para diámetro y longitud constantes,la resistencia por fricción se puede expresar como:

R,= kQ* (4)

El valor de k se puede determinar en forma empírica almedir la caída de presión (pérdida de carga) con deter-minado flujo Q turbulento y al dividirlo entre Q’.

Dado que puede variar el diámetro de los tubos y pue-de haber ramales, suele ser necesario sumar varias resis-tencias por fricción. La resistencia total al flujo, R,,también incluye la carga fija, es decir, la carga estáticamás cualquier aumento en la presión. El tamaño típicode los tubos de succión es para una pérdida por fric-ción de 1 ft o menos, pero no es parte de R,

En vez de hacer más ecuaciones, se verá y se analiza-rá el tipo más sencillo de circuito de bomba. Se indicarápara éste y otros circuitos cómo se calcula el rendimien-to real de la bomba en el circuito y se presentará un ejem-plo. También se indicará cómo se especifica la bombanecesaria para producir un flujo dado.

curvas no se supone ninguna carga fija, sino que en ellasse supone que:

Presión terminal + presión estática terminal =Presión original + presión estática original

El punto P es el punto de funcionamiento de la bombaen este circuito y H, y Q son la carga y flujos relaciona-dos. iCómo se pueden encontrar en forma matemática?

Para dos tubos en serie, la carga en el punto de fun-cionamiento es la suma de las resistencias y el flujo esigual en ambos tubos. Las siguientes ecuaciones descri-ben el punto de funcionamiento:

H,=R,+R, (5)Qr=Ql=Qz (6)

Las resistencias son por fricción, por lo cual se puede rees-cribir la ecuación (5) como

K = (k, + kt)Q+ (7)

Al sustituir en la’ecuación (1) para H, y resolver Q:Caso 1: Resistencia en serie

En la figura 1 se ilustra un circuito sencillo formadopor dos tubos conectados en serie en una sola bomba.La curva H-Q de carga versus la curva de capacidad esla característica de la bomba. Las curvas de resistenciamarcadas R, y R, son para las dos secciones de tubo ysu suma es la curva R, de resistencia total. Con estas

a + bQ, + ce = (k, + k2@

QY=-b k vb* - 4a(c - k, - k2)

2(c - k, - k2)

(5)

(9)

Una vez que se conoce Q se puede calcular H, con laecuación (1) y con ello se determina el punto de funcio-namiento.

Por ejemplo: supóngase que se conoce la ecuación H-Q de la bomba y que las constantes son: a = 104 ft,b = 0.08 ft/gpm, c = 0.005 ft/gpm*. Supóngase ademásque las constantes de resistencia para los dos tubos enserie son: k, = 0.015 ft/gpm*, k, = 0.02 ft/gpm*.,iCuáles el punto de funcionamiento de la bomba? Según laecuación (9), Q = 50 gpm; según la ecuación (l), H, =87.5 ft.

Caso 2: Resistencias en paralelo

En la figura 2 se ilustra una bomba que alimenta dostubos en paralelo y las curvas correspondientes de bom-ba y resistencia. También en este caso se supone que nohay carga fija.

La carga es la misma en cada tubo y el flujo total esla suma del flujo en ambos tubos. Las siguientes ecua-ciones describen el punto de funcionamiento:

(10)(11)

La resistencia de cada tubo es:Flujo oscapacidad, Q

Fig. 1 Caso 1: Resistencia en serie H, = R, = k,Q:; H, = R2 = k@ (12)

98 BOMBAS CENTRíFUGAS

R e s i s t e n c i a

l-----l ’i n s i g n i f i c a n t e

I

0 Q* Q, Q,F l u j o o c a p a c i d a d , Q

Fig. 2 Caso 2: Resistencia en paralelo

Con esto se puede demostrar que:

Al establecerla igual a la ecuación (1) y resolver Q seobtiene:

Qr=- b + db* - 4a(c - (ll%+ ll*)-‘) (14)

2(c - (ll*+ 1/*)-s)

Una vez que se conoce Q, se puede calcular H, con laecuación (1) y con ello se determina el punto de funcio-namiento. Después’; se pueden calcular Q1 y QT con laecuación (12).

Por ejemplo: supóngase que la ecuación de la bombay la resistencia en los tubos son las mismas que en el Ca-so 1. Para dos tubos en paralelo, icuál es ei punto de fun-cionamiento de la bomba?

Con la ecuación (14): Q, = 101.5 gpm. Con la ecua-H, = 44.4 ft. Con la ecuación (12), Q, =

= 54.4 gpm. Asimismo, QZ = 47.1 gpm.

Caso 3: Resistencia en serie con carga fija

En la figura 3 se ilustra una bomba que alimenta dostubos en serie, igual que en el Caso 1. Pero ahora haycarga fija o carga estática que se define como:

H, = presión terminal + presión estática terminal -presión en origen - presión estática en origen

Fig. 3

0 Qr0 QrF l u j o o c a p a c i d a d , QF l u j o o c a p a c i d a d , Q

Caso 3: Resistencia en serie con carga fijaCaso 3: Resistencia en serie con carga fija

En esta instalación, las siguientes ecuaciones describenel punto de funcionamiento:

H,=Hs+R,+R2 (15)Q=Q,=Qz (16)

Al sustituir R, + R, como se derivaron en el Caso 1,en la ecuación (15):

H,. = H, + (iil + k2)Q,

Al establecerla igual a la ecuación (1) y resolver Q seobtiene:

& -b + db2 - 4(a - H,)(c - k, - k2)2(c - k, - k*)

(18)

Una vez que se conoce Q, se puede calcular H, con laecuación (1) y con ello se determina el punto de funcio-namiento.

Por ejemplo: supóngase que la ecuación de la bombay la resistencia de los tubos son las mismas que en el Ca-so 1. Para dos tubos en serie y una carga fija de 20 ft,icuál es el punto de funcionamiento de la bomba?

Con la ecuación (18), Ql = 44.8 gpm. Con la ecua-ción (l), H, = 90.4 ft. Se debe tener en cuenta que lacarga fija no desvía la curva H-Q de la bomba en la figu-ra 3.

ANÁLISIS DE CIRCUITOS DE BOMBAS CENTRíFUGAS 99

P 4

Resistencia.Resistencia.insignificanteinsignificante

11ll,,

R,R,

R2R2

I0

I 1 lQ2 Q, 4

Flujo o capacidad, 0

Fìg. 4 Caso 4: Resistencia en paralelo con cargafija

Caso 4: Resistencia en paralelo

con carga fija

En la figura 4 se ilustra la instalación para este caso,con dos tubos en paralelo y una carga fija definida comoen el Caso 3. El punto de funcionamiento se describe con:

Hr=H,+R,=Hs+R2 (1%

Qr=Q1+42 (20)

Con el mismo método del Caso 2 se puede demostrar:

H, = H, + (ll%+ ll<)-‘@ (21)

Al establecerla igual a la ecuación (1) y resolver Q seobtiene:

r2,=-b t 4 b* - 4(0, - HJ(c - (ll%+ ll*)-*)

2(c - (ll*+ 1lVw)(22)

Una vez que se conoce Q, se puede calcular H, con laecuación (1) y con ello se determina el punto de funcio-namiento. Después, se pueden calcular Q y Q como enel Caso 2.

Por ejemplo: supóngase que la ecuación de la bombay la resistencia de los tubos son las mismas que en el Ca-so 1. Para dos tubos en paralelo y una carga fija de 20ft, icuál es el punto de funcionamiento de la bomba?

Con la ecuación (22), Q = 90.8 gpm. Con la ecua-ción (l), H, = 55.5 ft. Entonces Q = d(H,-HJk, =48.7 gpm y QZ = 42.1 gpm.

Caso 5: Paralelo con diferentescargas fijas

En la figura 5 se ilustra la instalación para este caso:dos tubos en paralelo con cargas fijas de H,, en el pri-mero y de Hr2 en el segundo. En este caso, las siguien-tes ecuaciones describen el punto de funcionamiento:

Hr = H,, + R, = Hs2 + R2 (23)Qr=QQI+Q2 (24)

Igual que en el Caso 2 se puede sustituir a kQz por Ren la ecuación (23):

H, - H,, = RI = k,f?f (25)H, - HI2 = R2 = k2@ (26)

Al resolver Q1 y Q*:

Q, = d/(K - HsMl (27)Qz = VW - ffszYk2 w3)

Al sumarlas y sustituir a H, en la ecuación (1) se ob-tiene:

(&J+1

\i”“Q (29)

Resistenciainsignificante

,/

4

R2

I 1 I I0 Q2 Q, Q,

Flujo o capacidad, Q

Fig. 5 Caso 5: Resistencia en paralelo condiferentes cargas fijas

100 BOMBAS CENTRíFUGAS

Esto no se puede resolver con álgebra y se necesita unasolución por tanteos para obtener Q, y una vez conoci-da, se puede calcular H, con la ecuación (1) y determi-nar el punto de funcionamiento de la bomba. Despuésse pueden calcular Q y Q con las ecuaciones (27) y(28).

Por ejemplo: supóngase que la ecuación de la bombay la resistencia en los tubos son iguales que en el Caso 1.Para dos tubos en paralelo con una carga lija de 20 ftft en el primero y de 40 ft en el segundo, icuál es el pun-to de funcionamiento de la bomba?

Con la ecuación (28) y mediante tanteos, Q, = 85gpm. Con la ecuación (l), H, = 61.1 ft. Con las ecua-ciones (27) y (28), Q, = 52.3 gpm y Q2 = 32.7 gpm.

Caso 6: Resistencia en serie con unasalida lateral

En la figura 6 se ilustra la instalación para este caso:dos tubos en serie con una salida entre ellos. Se conoceel flujo en la salida (QO) y no hay carga fija. En este ca-so, las siguientes ecuaciones describen el punto de fun-cionamiento:

H, = R, + R2 (30)Qr=Q1=Q2fQ (31)

Con el método del Caso 1 se puede demostrar:

(32)

0 Q, QrF l u j o o c a p a c i d a d , Q

Fig. 6 Caso 6: Resistencia en serie con una salidalateral

Al establecerla igual a la ecuación (1) y resolver Q seobtiene:

- 4(a - k&+)(c - kl - kd2jc - kl - kp)

c33)

Una vez que se conoce Q se puede calcular H, con laecuación (1) y con ello se determina el punto de funcio-namiento.

Por ejemplo: supóngase que la ecuación de la bombay la resistencia de los tubos son las mismas que en el Ca-so 1. Para dos tubos en paralelo y con un flujo de 25 gpmpor la salida lateral, 2 cuál es el punto de funcionamientode la bomba?

Con la ecuación (33), Q, = 60.7 gpm. Por tanto, Q, =60.7 gpm y QY = 35.7 gpm. Con la ecuación (l), H, =80.7 ft.

Caso 7: Resistencia en serie y en paralelo

En la figura 7 se ilustra la instalación para este com-plicado circuito de tubería: una bomba alimenta un solotubo que se divide en dos. Se supone que la carga lijaHs2 y Hf3 es diferente en cada tubo de descarga. En estecaso, las siguientes ecuaciones describen el punto de fun-cionamiento:

H, = Hs2 + R, + R2 = Hs3 + R, + R3 (34)Qr=Q,=Q2+Q3 (35)

Igual que en el Caso 5, se puede sustituir a R por kQzen la ecuación (34) y obtener la carga en términos deflujo:

H, - HI2 = R, + R2 = k,@ + k2@ (36)H, - Hss = RI + R3 = k,@ + k3@ (37)

Al resolver Q22 y Q ,:

Al sumarlas y sustituir a H, en la ecuación (1) se ob-tiene:

a + bQ + (c - kJ@ - Hs2 +k2

a + @, + (c - Al)@ - Haks (40)

Esto no se puede resolver con álgebra y se necesita unasolución por tanteos para obtener Q, y una vez conoci-da, se puede calcular H, con la ecuación (1) y con ellose determina el punto de funcionamiento. Después, sepueden calcular Q2 y QS con las ecuaciones (38) y (39).

R3

0 Q? Q7 Q,FIljo o’ capacidad, Q

Fig. 7 Caso 7: Resistencia en serie y en paralelo

Por ejemplo: supóngase que la ecuación de la bombaes la misma que en el Caso 1 y que las constantes de re-sistencia son k, = 0.008, k, = 0.015 y k, = 0.02. Parala instalación en serie-paralelo (Fig. 7) con una carga fi-ja de 20 ft en el segundo tubo y de 40 ft en el tercero,icuál es el punto de funcionamiento de la bomba?

Con la ecuación (40) y mediante tanteos, Q, = Q1 =62.8 gpm. Con la ecuación (l), H, = 79.3 ft. Con lasecuaciones (38) y (39), Q2 = 43.0 gpm y QIs = 19.7gpm.

Para especificar la carga nominal dela bomba

Ahora que ya se ha visto lo que puede entregar unabomba dada en un circuito dado, se verá la forma de es-pecificar la bomba requerida para un flujo determinado.

El procedimiento es sencillo: Encuéntrese la resisten-cia R, o la carga H, totales como función de Q, y agre-gar el Qr deseado para obtener la carga. Esto se ilustrardcon tres ejemplos:

Ejemplo para el Caso 1. Para el sistema de la figura1 descrito en el Caso 1, i qué carga nominal se necesitapara entregar 50 gpm? Con la ecuación (7).

H, = @, + M@= (0.015 + 0.020)(50)’= 87.5

Por tanto, se necesita una bomba especificada para 87.5ft con 50 gpm.

ANÁLISIS DE CIRCUITOS DE BOMBAS CENTRíFUGAS 101

Ejemplo para el Caso 2. Para el sistema de la fgu-ra 2 descrito en el Caso 2, iqué carga nominal se necesitapara entregar 100 gpm? Con la ecuación (13).

H, = (ll-+ 1/q)-2@= (l/W + l/VKG%-*( loo)*= 43.1

Por tanto, se necesita una bomba especificada para 43.1ft con 100 gpm.

Ejemplo para el Caso 3. Para el sistema de la figura3 descrito en el Caso 3, iqué carga nominal se necesitapara entregar 45 gpm? Con la ecuación (17):

H, = H, + (k, + k2)@= 20 + (0.015 + 0.02)(45)'= 90.9

Por tanto, se necesita una bomba especificada para 90.9ft con 45 gpm.

Analítico o gráfico

Ahora que se ha visto el método analítico para calcu-lar el flujo o la carga para siete circuitos de bomba y tu-bos diferentes , lqué se puede decir del método gráfico?Como se indica en las figuras 1 a 5, no es difícil formarla curva de resistencia total. Para resistencia en serie ycarga fija, la curva de resistencia total es la suma de lasresistencias con cualquier flujo dado. Para resistencia enparalelo, la curva de resistencia total es la suma de losflujos con cualquier carga dada. Una vez que se trazala curva de resistencia total, el punto de funcionamientoes donde esta curva cruza la curva de la bomba.

Sin embargo, los sistemas de las figuras 6 y 7 no sontan sencillos. En cualquiera de los casos, una solucióngráfica requiere trazar diversas curvas, por lo cual seacumularán los errores en ellos.

Por contraste, las fórmulas analíticas pueden dar re-sultados con aproximación de uno o más decimales. Loslímites del método analítico son que la curva de la bom-ba se debe reducir a una ecuación cuadrática y que elflujo debe ser turbulento

El autor

Mahesh Talwar es ingeniero enla sección de procesos mecánicos drThe Ralph M. Parsons Co., East An-nex 6F-218, 100 West Walnut St.,Pasadena, CA 91124, rj interviene cnel diseño de plantas petroquímicas.Se especializa en flujo de líquido y cli-seño de tubería y ha preparado va-rios programas de computadora paracllos Tiene licenciatura del RcnarcsHindu University Institutc of Tech-nology y maestría del California StatuPolytechnic, e n ingeniería química.E s t á registrado e n C a l i f o r n i a y csmiembro de AIChE y Society of Pe-troleum Engineers d e AmeritanInst., of Minmp-, Metallurgical andPetroleum Engmccrs.

Dimensionamientobombas centrífugas0 0

depara

servicio seguroEstas aplicaciones requieren, cuando menos, una recirculación mínima para tenerfuncionamiento seguro y confiable. Si se establece primero ese valor, el métododescrito determina el tamaño requerido del impulsor.

Mileta Mikasinovic y Patrick C. Tung, Ontario Hydro

IJn servicio especial de las bombas centrífugas en lasindustrias de procesos químicos es en aplicaciones rela-cionadas con la seguridad, en las que las bombas suelenser para reserva. En estos sistemas, por lo general, labomba es de tamaño más grande que el necesario y tieneun cuadro para recirculación conectado por tubos paraevitar el sobrecalentamiento al mantener un flujo seguromínimo. En la figura 1 se presenta un diagrama de estesistema. Como se ilustra, la recirculación se controla conun orificio del tamaño necesario en vez de válvulas, por-que un orificio es menos costoso y más confiable.’

Flujo seguro mínimo

Cuando una bomba centrífuga funciona cerca de suscondiciones de corte, la mayor parte del caballaje consu-mido se convierte en calor desperdiciado, que aumentala temperatura del líquido que se bombea (por lo gene-ral agua) y en un momento dado produce vaporización.Cuando estos vapores llenan el espacio libre entre los ele-mentos rotatorios de la bomba, ocurrirá la pegadura.*

La recirculación mínima requerida en una bomba pa-ra evitar el sobrecalentamiento se determina con las si-guientes ecuaciones:3

2345(BHP - W H P )Wmin =

CPr,

wmín HsWHP = 1.98(10)6

Cla)

(Ib)

Al combinar las ecuaciones (la) y (Ib) se tiene:

2 545 BHPwmln = CpTp + 1.285( 10-3)HS (2)

El aumento permisible en la temperatura Tp en un

sistema particular de bombeo depende de la temperatu-ra del líquido que se maneja y de la carga neta positivade succión NPSH. es decir4:

Tp = T, - TOP

-Or i f ic io

111

H Tanque B

Tanque AEI

XZ

B o m b a

wQ

Fig. 1 Sistema de bombeo con tubo para

recirculación continua

23 de febrero de 1981

DIMENSIONAMIENTO DE BOMBAS PARA SERVICIO SEGURO 103

en donde T, es la temperatura de saturación correspon-diente a la suma de la presión de vapor y de la (NPSH),es decir, P, + PNpsH.

Procedimiento para selección

Con base en el sistema de la figura 1, el procedimien-to de selección de una bomba que permita una recircula-ción segura es:

1. Selecciónese una bomba que produzca el flujo dedescarga Q4 deseado (Fig. 2). La curva E es la caracte-rística de carga y capacidad de la bomba y la curva Aes la de carga del sistema para la descarga hacia el tan-que A. La bomba funciona con una carga de Hop.

2. Para incluir la recirculación continua en el sistemade bombeo, hay que aumentar el caudal de la bomba conla carga H,,r de funcionamiento para mantener una des-carga de QA hacia el tanque A y, al mismo tiempo, unarecirculación QR de retorno al tanque B (Fig. 3).

Para lograrlo, se selecciona el tamaño inmediato ma-yor de impulsor con la curva de rendimiento F.

3. Si se conoce el flujo QH con la curva Hofi de funcio-namiento para el orificio y tubo de recirculación, el flujode recirculación Q, en el punto de corte de la bomba sepuede determinar con:

en donde H, es la carga de corte de la bomba con la cur-va de rendimiento F.

4. Calcúlese el flujo mínimo seguro, Qm,,, para labomba con curva de rendimiento F y la ecuación (2) yconviértase w,, a Qm,,.

5. Compárese la recirculación, Q,, en el punto de cor-te de la bomba contra el flujo seguro mínimo, Q,,+,. SiQ, es mayor que o igual a QnIj,,, esto concluye el proce-so de selección.

Si QJ es menor que Qrriin, selecciónese el tamaño in-mediato mayor de impulsor y repítanse los pasos 3, 4 y

QAF l u j o

Fig. 2 Curvas de carga del sistema para bomba ytubo de descarga sin recirculación

QAFlujo

Fig. 3 Curvas de carga del sistema para bomba ytubo de descarga con recirculación

5 hasta determinar el tamaño de impulsor que produzcala recirculación mínima segura.

Ejemplo

Determínese el tamaño de impulsor de una bomba cen-trífuga que produzca una recirculación segura y conti-nua para evitar sobrecalentamiento de la bomba alpararla. La bomba entrega 320 gpm de agua con una car-ga de funcionamiento de 450 ft; el agua está a 220’F yel sistema tiene una NPSH de 5 ft.

Las curvas de rendimiento de la bomba y de la carac-terística de carga del sistema para la descarga aparecenen la figura 4. Los BHP para un impulsor de ll y de ll tiin en el momento de paro son 53 y 60, respectivamente.n Calcúlese el aumento permisible en la temperatu-

ra. Para agua a 220°F es:

P, + PNpsH = 17.2 psia +5 ft(59.6 lb/ft3)

144 in z/ft2= 19.3 psia

NotaciónBHP Caba l la j e a l f reno

% Calor específico

%+ Carga de funcionamiento de bomba, ft

ff, Carga de paro de bomba, ftP NpsH NPSH disponible, psia

P” Presión de vapor, psia

2

Flujo requerido en la descarga, gpmRecirculación continua en la condición de funcionamientode la bomba, gpm

ae Recirculación segura, gpm

f& Recirculación continua en punto de paro de bomba, gpmT Temperatura del líquido, ‘F

TOP Temperatura de funcionamiento de la bomba, “F

T, Elevación de temperatura permisible

T, Temperatura de saturación, “F

clin Masa segura de recirculación, lb/hWHP Caballos de agua

104 BOMBAS CENTRíFUGAS

3 2 0

F l u j o

Fig. 4 Curvas de carga del sistema sin recirculación(para el ejemplo en el texto)

Con el empleo de las tablas para vapor, la temperatu-ra de saturación, T, ‘correspondiente es 226.1’F. Elaumento permisible en la temperatura, Tp, se calcula alaplicar la ecuación (3):

Tp = T, - T= 226.1 T22O= 6.1”F

n Calcúlese la recirculación. En la figura 5 se ilustraque con un impulsor de ll ti in, la recirculacibn conti-nua Qs con una carga de funcionamiento de 450 ft es de48.6 gpm. La recirculación continua con la carga de pa-ro: H,, de 540 ft, se calcula con la ecuación (4):

= 48.6Jg

= 53.2 gpm

n Calcúlese el flujo mínimo seguro. Con el empleo dela curva de rendimiento de la bomba con un impulsorde 11% in y la aplicación de la ecuación (2) se obtiene

2 545 BHPwnin = CpTp + 1.285(10-3)H,

2 545(60)= 1.0(6.1) + 1.285(10-3)540= 22,476 Ib/h

.‘.Q22 476 lb/h

min =8.02 1 s(59.6 Ib/ft3)

= 47.1 gpm

n Compárese Q, con Qma. Dado que Q, = 53.2 gpmes mayor que Qmin = 47.1 gpm, el impulsor de 11 $$ in

Ll _ 3 2 0I- I

F l u j o

Fig. 5 Curvas de carga del sistema conrecirculación (para el ejemplo en el texto)

es adecuado para tener recirculación continua segura. Unimpulsor de 11% in no sería adecuado porque Qmín =45 gpm y Q, = 25.6 gpm.

Referencias

1. Mikasinovic, M., and Tung, P. C., Sizing of Throttling Orifices, tfealtng/Piping/Atr Cond~ttonzng, December 1978.

2. yr5;, E. H., Don? Run Centrifuga1 Pumps Near Shutoff, Power, December

3. Karassik, 1. J., Krutzsch, W. C., Fraser, W. H., and Messina, J. P., “PumFHandbook,” McGraw-Hill, N.Y., 1976, Secó 13-12 and 14.33.

4. Hicks, T. G., and Edwards, T. W.,McGraw-Hill, N.Y., 11171.

“ P u m p Application Engineering,’

Los autores

Mileta Mikasinovic es ingenieroe s p e c i a l i s t a e n disefio e n O n t a r i oHydro, 700 University Ave., Toron-to, Ontario, M5G 1X6, Canadá. Susactividades incluyen diseño y cons-trucción de equipo mecánico para lasindustrias generadoras, químicas ypetroquímicas. Tiene título de inge-niero de la Universidad de Belgrado,Yugoslavia. Es ingeniero profesionalen Ontario y miembro de la Cana-dian Soc. for Professional Engineers.Es el autor de un manual de flujo delíquidos publicado en Yugoslavia yde algunos artículos publicados enEstados Unidos.

Patrick C. Tung es ingeniero de di-seño en Ontario Hydro y su trabajoincluye diseño de recipientes de pre-sión, tubería para procesos y equiporelativo. Tiene licenciatura en inge-niería mecánica de la University ofWisconsin y maestría en administra-ción de empresas en la Universidadde Massachusetts. Es ingeniero regis-t r a d o e n O n t a r i o , m i e m b r o d e l aSAE y es autor de varios artículos.

Sistemas de recirculaciónDara enfriar bombasI

centrífugasLas bombas centr$iigas se sobrecalientan si el gasto es muy bajo. Se presentan lastécnicas para impedirlo.

Peter P. Van Blarcom, Yarway Corp.

Las bombas centrífugas se enfrían con el líquido quebombean y éste arrastra el calor producido por los com-ponentes rotatorios y cojinetes. Cuando las bombas fun-cionan con gastos grandes, son suficientes para evitar elsobrecalentamiento. Con menores volúmenes de bom-beo, el enfriamiento puede ser inadecuado y hay el ries-go de falla de la bomba por pegadura de cojinetes odilatación térmica excesiva del impulsor.

Para asegurar el funcionamiento seguro de la bombacon todos los gastos, en especial cuando funciona a me-nos del 25 % de su capacidad nominal, se utilizan los sis-temas de recirculación (derivación). Estos sistemas im-piden que el caudal de bombeo baje a menos del mí-nimo requerido para evitar el sobrecalentamiento. El ex-ceso de líquido se recircula al depósito o sumidero.

Los sistemas de recirculación también se utilizan paramejorar el control. Algunas bombas centrífugas, en es-pecial las pequeñas de alta velocidad utilizadas en lasplantas de procesos químicos tienden a ser inestables congasto bajo. Cuando hay recirculación, se mantiene la es-tabilidad en forma precisa para mejor control del gasto.

Se utilizan tres tipos básicos de sistemas de recircula-ción para proteger las bombas centrífugas en las indus-trias de procesos químicos y son: sistema de recirculacióncontinua, de recirculación controlada y de recircula-ción automática. Cada uno tiene sus ventajas y desven-tajas en aplicaciones específicas.

Sistemas de recirculación continua

En un sistema de recirculación continua (Fig. 1) hayrecirculación continua del líquido desde la salida de la

24 de marzo de 1980

Orlflclo múltiplereductor de presión

Al proceso compuerta~opcion.4)

Valvula de Válvula deBomba

Fig. 1 El sistema de recirculación continua escomplejo, costoso y de difícil mantenimiento

bomba hacia el tanque o depósito. Un orificio fijo en eltubo de recirculación crea una presión diferencial entrela descarga de la bomba y el tanque. El orificio es de untamaño para recircular suficiente líquido y mantener fríala bomba en todo momento.

Aunque los sistemas de recirculación continua dan pro-tección eficaz para la bomba, son costosos y poco eficien-tes (Fig. 2). La bomba y el propulsor deben ser de mayortamaño que el requerido y hay recirculación de fluidoaunque el flujo sea suficiente para evitar el sobrecalenta-miento, lo cual es un desperdicio de energía.

El costo del exceso de energía puede ser de varios mi-les de dólares al año en una bomba con una capacidadde apenas 300 gal/h. La recirculación es de alrededor de

106 BOMBAS CENTRíFUGAS

Fig. 2 Los sistemas de recirculación continua son caros en precio y en consumo de energía

50 gal/min. Dado que casi un 24% de la energía consu-mida por las industrias se utiliza en sistemas de bombeo,cualquier mejora en el aprovechamiento eficiente de ener-gía en las bombas y el equipo relativo para protección,permitirá reducciones importantes en el consumo de ener-g ía .

Sistemas de recirculación controlada

En los sistemas de recirculación controlada por el cau-dal (Fig. 3) sólo se recircula el fluido cuando el flujo enla bomba se aproxima al mínimo seguro especificado porsu fabricante. Esto reduce mucho la potencia requeriday el consumo de energía.

Una desventaja de estos sistemas es que la válvula decontrol de recirculación recibe toda la caída de presiónentre la descarga de la bomba y el tanque. La caída depresión puede ser muy fuerte en ocasiones, lo cual pro-duce turbulencias y erosión, que reducen la duración dela válvula.

Otra desventaja es que la válvula de control de recircu-lación debe cerrar.herméticamente en contra de la pre-sión total de descarga de la bomba. Si ocurren fugas, hayque reducir la capacidad de la bomba hasta un punto enque no pueda entregar suficiente volumen de líquido alproceso cuando se requiera flujo total. Esto, por supues-to, reduce la producción del proceso.

La tercera desventaja de los sistemas de recirculacióncontrolada es su complejidad. Hay muchos componen-tes discretos y conexiones de tubería que pueden necesi-tar mantenimiento; se necesitan potencia neumática yeléctrica que aumentan los costos de instalación y opera-ción.

Sistemas con recirculación automática

En los sistemas de recirculación con control automáti-co (Fig. 4) todas las funciones de detección de flujo, pro-tección contra circulación inversa, caída de presión ycorte, y paso o modulación de la circulación en deriva-ción están incluidas en una sola unidad de control. Sólose necesitan tres conexiones: entrada, salida y derivación.

El diseño e instalación de este sistema requiere menostiempo que los sistemas de recirculación continua o con-trolada, lo cual disminuye su costo inicial.

Control automático de paso y cortepara recirculación

En la figura 5 se ilustra una válvula típica de controlautomático de recirculación (ARC). La válvula permite

Orificio múltiple reductord e p r e s i ó n

A proceso ocaleritador de Válvula de

alta presión compuerta

t

IOpCiOIlal)

Wvula de Vkh deCOlllp”Wt.2 retención

Fig. 3 El sistema de recirculación controlada reducelos costos

SISTEMAS DE RECIRCULACIÓN PARA ENFRIAR BOMBAS CENTRiFUGAS 107

Válvula decomp”ertalcPcicnall f‘

Fig. 4 El control automático de recirculación tiene

todas las funciones en una unidad que no

consume corriente

la recirculación cuando el caudal en el proceso llega a unvolumen inseguro y la corta cuando el volumen es unacantidad segura.

Las válvulas ARC son para funcionar con altas pre-siones y se emplean en las plantas de procesos químicospara proteger las bombas de líquidos del proceso, bom-bas de alimentación de calderas, reforzadoras para con-densado, de drenaje de calentadores, para enfriamientoauxiliar, etc.

En el sistema ARC ilustrado, una válvula de retención,de disco elevable bajo carga de resorte, actúa como ele-mento detector del flujo (Fig. 6) y abre y cierra una vál-vula piloto pequeña en respuesta a los cambios en el gastoprincipal. La válvula piloto dispara la apertura y cierrede la válvula de control de recirculación y ésta corta elpaso de flujo en forma hermética. Un elemento de cas-cada disipa la energía de la alta presión del líquido antesde devolverlo al tanque de- baja presión.

Con flujo principal normal, la válvula de retención selevanta de su asiento y flota sobre el flujo que descargade la bomba. La extensión inferior de la válvula de re-tención levanta el extremo izquierdo del brazo de palan-ca y permite que asiente la válvula piloto para evitarcirculación en el sistema de baja presión.

La presión total de descarga de la bomba en la cabezade la válvula piloto la mantiene bien asentada. Esta pre-sión, que también se aplica en el elemento o pistón decascada por el espacio anular alrededor del vástago dela válvula piloto, cierra la válvula de cascada y evita lacirculación en derivación. El líquido a presión de la bom-ba se aplica también en el lado opuesto del pistón perocontra una superficie más pequeña y la válvula de recir-culación por cascada permanece cerrada.

Cuando disminuyen los requisitos del proceso y se re-duce el caudal del bombeo, la válvula de retención bajocarga de resorte empieza a descender hacia su asiento yel brazo de palanca, que pasa por su punto de pivoteo,abre la válvula piloto. En este momento, se descarga ellíquido a alta presión que hay en la cabeza del pistón delelemento de cascada corriente abajo a la parte de deriva-ción a baja presión del sistema. Ahora, el pistón se mue-ve a la derecha por el desequilibrio en la presión yempieza la recirculación.

inverso y detecta el balo flujoI

rt,“Orificios para derivación: dejar

/pasar flulo minimo de enfriamien

,; valvula de control

,/ : pistón: coloca la válvula de CI,’ / de derivaciónl ,

I :/ ; VBlvula de control de deriví1 1

1:

deja pasar una cantidad limita<agua de enfriamiento con carg

Boquilla d’- descarga:

produceesi,WC

I I,:

I Acanaladuras: desvian

:y reducen la presión

F: Pistón de cascada: disipa la energ!,

a alta presión

Fig. 5 VBlvula automhtica típica de control de

recirculación

Flujo principal normal:Wvula de retención: abiertaválvula piloto: cerradaVAlvula de cascada: cerada

h *Gama de flujoVálvula de _retenci6n

ll /‘-I

Fulcro ’ ’ Pistón de cascadaFluio principal Válvula~piloto

de bcmbá ’ ‘Gama de flujo normal: Vólumen entre descarga máxima debomba y volumen minimo requerido en la bomba

Flujo principal!

Flujo principal bajo:Válvula de retencibn: entreabVálvula piloto: parcialmente at

Ivula piloto: abiertawla de cascada: en apertl

VBlvula piloto Pistón cascada

VBlvula deretención ’

No hay flujo principalVBlvula de retención: cerrad:

# Válvula piloto: abiertaV&wla de cascada: abierta

Fig. 5 Funcionamiento de válvula de control derecirculación automática

108 BOMBAS CENTRiFUGAS

El punto en el cual se abre la válvula piloto para queel sistema esté en el modo de derivación se calcula deacuerdo con las características de la bomba. Lo controlael espacio anular entre la parte inferior cónica de la vál-vula de retención y el cuerpo circundante. El disco dela válvula de retención se convierte, en realidad, en unaforador de superficie variable cuando las cantidades mo-vidas por la bomba son menores al 40% de su capaci-dad.

Cuando no se requiere circulación en el proceso,la válvula de retención asienta por completo y el pistóny válvula de cascada abren del todo. La recirculación,que ahora es máxima, vuelve al tanque o sumidero debaja presión.

La válvula de retención cerrada impide la circulacióninversa en la bomba cuando ésta se encuentra parada.Si se desea, la circulación inversa en el sistema derecirculación se puede emplear para mantener calientesla carcasa y componentes internos de la bomba.

La válvula de cascada controla la circulación en deri-vación y disipa la energía de alta presión del líquido quese recircula al tanque. Puede controlar, prácticamente,cualquier caída de presión.

Como las superficies de asentamiento no están expues-tas al líquido a alta velocidad pueden mantener el cierrehermético del sistema de recirculación por largo tiempo.Y como no se necesita potencia eléctrica 0 neumática ex-terna, el sistema es de falla sin peligro, por lo cual la re-circulación siempre es suficiente para que no se sobre-caliente la bomba.

Cuando se conectan varios tubos de descarga de bom-bas en un múltiple para un solo sistema de alimentación,se debe proteger cada bomba con su propia válvula ARC.Si se intenta proteger varias bombas con un solo sistemade recirculación, la interacción entre la descarga y la pre.sión de cada bomba puede hacer que una no reciba sull-ciente líquido y que sufra calentamiento y posible cavi-tación. Asimismo, cada tubo de recirculación en cual-quier tipo de sistema de derivación debe tener válvulade retención, de modo que las variaciones en la presiónen el recipiente receptor o en el tanque de succión no in-fluyan en el sistema de recirculación.

Control de recirculaciónmodulación automática

con

La cantidad de recirculación para proteger las bom-bas de proceso contra sobrecalentamiento pueden ser has-ta del 50% de la capacidad de la bo,mba en algunasaplicaciones. Como se ilustra en la figura 7, se puedenlograr grandes ahorros de energía con el empleo de unsistema de recirculación automática con modulación envez de ser de corte y paso. Este tipo de sistema derecirculación se utiliza mucho para proteger bombas pa-ra líquidos de hidrocarburos como gasolina, butano, pro-pileno, polietileno y nafta.

La vákula automática de control de recirculación a ba-ja presión (LARC) se asemeja en su aspecto físico a laválvula ARC. Sin embargo, el pistón de derivación estáconectado directamente con el disco de la válvula de re-

- Demanda del sistema

- - - - - Volumen en bomba con derivaci6n de paso y corte

-.-.- Volumen en bomba con derivación modulada

Fig. 7 La eficiencia de energía cuando larecirculación se modula en forma continuacon la demanda

tención que actúa como detector o sensor de circulacióny no se utiliza válvula piloto para iniciar la derivación.

La posición del disco en la posición de “no hay flujoprincipal” se muestra en el lado izquierdo de la figura8. En esta posición, se deriva la mínima recirculación se-gura. Cuando se eleva el disco en respuesta a un aumen-to en el flujo principal al proceso (dibujo central), unelemento de cascada integral con el disco cierra los con-ductos para recirculación. Cuando el disco está en la po-sición superior (dibujo derecho) el elemento de cascadacierra por completo la derivación. Cuando se reduce elflujo principal, ocurre lo opuesto y vuelve a aumentar larecirculación.

En esta forma, se modula la recirculación de modo queel flujo principal para el proceso junto con la recircula-ción sean los precisos para mantener la bomba fría y confuncionamiento estable. El sistema es eficiente en ener-gía pues no se desperdicia energía para bombear más lí-quido recirculado del necesario.

Igual que en la válvula ARC todos los sellos son está-ticos. No hay vástago de válvula de control que pase porlas empaquetaduras, en donde podrían ocurrir fugas. Estoes de especial importancia cuando se bombean líquidoscorrosivos, tóxicos 0 explosivos.

Como la válvula LARC tiene piezas movibles es idealpara servicio con líquidos de proceso “sucios”. Y comopuede derivar altos volúmenes, es útil para mantener laestabilidad de bombas centrífugas de alta velocidad quetienden a ser inestables con cargas menores al 50% desu capacidad nominal.

Selección del sistema de recirculación

Se habrá apreciado que los sistemas de recirculaciónautomática son los mejores para proteger bombas cen-trífugas en los aspectos de costo inicial, costo de opera-

SISTEMAS DE RECIRCULACION PARA ENFRIAR BOMBAS CENTRiFUGAS 109

No hay flujo principal Derivaci6n y flujo principal

No hav derivación

Fig. 8 Funcionamiento de válvula automhtica decontrol de recirculación

ción y mantenimiento, confiabilidad y eficiencia enenergía. La gran eficiencia en energía de las válvulasLARC las hace la selección idónea en aplicaciones en don-de las diferencias en presión no exceden de 500 psi; sison mayores, se deben especificar válvulas ARC.

Cuando se especifican sistemas de recirculación paraaplicaciones particulares, hay que solicitar las recomen-daciones de los fabricantes de las bombas y del controlautomático de recirculación. Cuando menos, el fabricantedel sistema de recirculación debe conocer la capacidadmáxima de bombeo, la recirculación requerida para pro-teger la bomba contra sobrecalentamiento e inestabilidad,,la presión en el tanque o sumidero, el tipo y densidaddel líquido que se va a bombear y su temperatura. Conesta información se puede recomendar un sistema ade-cuado para recirculación

El autor

Peter P. Van Blarcom es Gcrrn-te de Ventas de Productos de la Po-wer Div., de Yarway Corp . , BlueBell, PA 19422. Antes de ingresar aYarway trabajó en la Industrial Div.,de Armstrong Cork. Tiene título deingeniero mecánico por la Duke Uni-versity, ha publicado numerosos ar-tículos relacionados con válvulas decontrol e indicadores de nivel de Ií-quido y es miembro de la ASME.

Selección de una bombacentrífuga,Se presenta un procedimiento lógico y organizado para seleccionar una bombacentrz;fuga que cumpla con los requisitos individuales de un proceso.

G. J. De Santis, Union Pump Co.

Aunque las bombas centrífugas ya están incluidas enlas normas publicadas, de todos modos hay suficiente li-bertad para especificar y construir cada bomba para unrequisito individual. En consecuencia, la selección de estabomba puede ser un problema complejo para muchos in-genieros que no tengan suficiente información para rela-cionar todos los datos pertinentes.

El problema se resuelve con una simple organizaciónde los datos según su relación con las variables indepen-dientes y dependientes. En las bombas centrífugas la re-lación tiene el siguiente orden: curvas de características,diseño del impulsor, número de etapas, carga neta posi-tiva de succión, diseño de las carcasas y caracol, diseñodel difusor y montajes.

Curvas de características

1. ,os ingenieros químicos determinan sus necesidades deuna bomba específica sobre la base de los caudales y pre-siones, a partir de un análisis del sistema del proceso.Aunque la presión y el caudal o flujo pueden variar en-tre un valor de operación y el de diseño, los requisitosde la bomba, que se suelen basar en presión diferencialo carga en pies del líquido circulante, se suelen conside-rar como un solo valor de referencia.

Pero las bombas no funcionan así. Las bombas, queson básicamente transmisoras de energía, producen lacarga mediante la fuerza centrífuga aplicada al líquidocuando entra al ojo o centro del impulsor (Fig. 1) y avanzapor los conductos en el impulsor hacia la carcasa ysale por una boquilla de descarga. Esto produce una cargaque varía según la cantidad de líquido que entra al ojo

22 de nouiembre de 1976

del impulsor. Por lo general, la carga se reduce cuandoaumenta el caudal (Curva A, Fig. 2) y como regla, la car-ga máxima ocurre en el punto de paro o corte, en el cualhay cero flujo, como si se hubiera cerrado una válvulaen la salida de la bomba.

La curva del caballaje al freno de la bomba (Curva B,Fig. 2) es el producto del flujo, carga diferencial y efi-ciencia (Curva C, Fig. 2). El punto más alto en la curvade caballaje al freno que se podría esperar con un análi-sis de la curva de carga-capacidad y de los requisitos delsistema, indicará el caballaje que se debe especificar pa-ra la propulsión de la bomba. El caballaje al freno re-querido para funcionamiento normal caerá más allá delpico de la curva de eficiencia, porque los fabricantes debombas tratan de suministrar una bomba que funcionea su máxima eficiencia o cerca de ella.

Evaluación de curvas de carga-capacidad

Algunas operaciones de proceso, como las que requie-ren control preciso del flujo, necesitan una carga que va-ría mucho con los cambios en la capacidad. Estos procesosnecesitan bombas que tengan curvas crecientes de carga-capacidad (Fig. 3). Otros procesos, como un suministrode agua para enfriamiento necesitan una carga más o me-nos constante con una gran variación en la capacidad ypara éstos las bombas adecuadas son las que tienen cur-vas planas de carga-capacidad (Fig. 4).

Desafortunadamente, no hay una distinción definidaentre estas curvas de características. Sin embargo, comoregla empírica, las curvas que indican un aumento de150% en la carga entre las capacidades de máxima eh-

SELECCIÓN DE UNA BOMBA CENTRíFUGA 111

Disponible conco”exio”essuperiores de Juntas espirales

cta de aceiteen cada cojinete

-iCojinete de

-T

empujeautoalineable

l ,,.elimina los:<)!q a,ustes

enfriamiento de

Impulsor cerrado /‘.- Carcasa dividida ‘\

\aceite para larga

con anillos de Los mismosradial con caras duración de

desgaste camisa y met8lic.s para CAs larga en coJi”=@==reemplazables empaque sirven alineación

la empaquetadurapara casi todos

perfecta

los sellosmech+xs

Fig. 1 Corte transversal de una bomba centrífuga con succión sencilla

.ciencia y de corte, se llaman curvas de “elevación pro- ga, pueden moverse entre una y otra con lo que se llamanunciada”; las que indican un aumento de 10 a 25 % se “oscilación” y para evitarla, esas bombas se deben es-llaman de “elevación estable” y las que no tienen más pecificar para servicios en donde la carga producida es;de 10% de aumento se llaman “planas”. siempre inferior al corte.

Además, ciertas bombas tienen una curva que produ-ce su máximararga a alguna capacidad entre el corte yla de máxima eficiencia (Fis. 5). Como estas bombas tie-nen dos capacidades a las cuales producirán la misma car-

Una de las mejores formas de evaluar el rendimientoesperado de una bomba centrífuga es superponer una cur-va de carga, presión y capacidad para el proceso en lacurva característica de la bomba (Fis. 6). Como la bom-

Capacidad, gal/min

Fig. 2 Curvas características de una bombacentrífuga

Elevación estable

Capacidad, gal/mín

Fig. 3 Curvas de carga VS capacidad de elevaciónfuerte y estable

112 B O M B A S CENTRíFUGAS

,, Plana

Curva de carga-capacidad Curvas del sistemaI

0Capacidad, gal/min

Fig. 4 Curva plana de carga VS capacidad

Capacidad, galimin

Fig. 6 Concordancia de curvas del sistema con lade carga-capacidad

ba funcionará en un punto que corresponde a la inter-sección de las dos curvas, hay que alterar la carga delsistema, como se hace con una válvula de control.

En algunos casos, un proceso se prestará más para dosbombas que funcionen en paralelo y la mejor combina-ción son dos bombas que tengan curvas de carga-capacidad idénticas, de aumento estable, que produzcanuna curva combinada que tenga la misma carga pero eldoble de capacidad (Fig. 7). Cuando no es posible tenerdos bombas idénticas, la única ocasión en que las bom-bas distintas compartirán una parte igual de la carga detrabajo será cuando se crucen sus curvas (Punto A, Fig.

8). La estrangulación excesiva en esos sistemas (PuntoB, Fig. 8) puede hacer que una bomba trabaje “en se-co” y la otra entregue toda la capacidad.

Hay que evitar el funcionamiento en seco o sin flujo,porque la energía transmitida al líquido se transformaráen calor y el aumento de temperatura puede dañar labomba o ser peligroso.

Diseños de impulsores

Los ingenieros químicos deben prever que la forma dela curva característica de la bomba se reflejará en el di-

-

En caída

Capacity, gal/min

Fig. 5 Curva de carga VS capacidad con cresta

mayor que el corte

s,wu lU,WU*

Fig. 7 El funcionamiento en paralelo aplana lacurva de carga VS capacidad

SELECCIÓN DE UNA BOMBA CENTRíFUGA 113

Curva efectiva debombas idénticas

I I 1 I I I10 4000 5000 6 0 0 0 7 0 0 0 8 0 0 0

Capacidad, gal/minN

Fig. 8 Resultados de bombas en paralelo desiguales

serio físico y, además, que puede haber cierto grupo oclase de curvas relacionadas con una clase o tipo de cons-trucción de bomba. Esto es lo que ocurre, excepto quelas curvas se identifican en forma matemática en la ex-presión para la velocidad específica.

en donde: S = velocidad específica de la bombaN = velocidad de rotación, rpmQ = flujo a máxima eficiencia o cerca de ella,

gpmH = carga, pies por etapa o paso

En general, los impulsores se clasifican como radialescuando la velocidad específica es de 500 a 1 500, de flujomixto cuando es de 2 000 a 6 000 y axiales cuando es de7 000 a 20 000. Estos nombres describen el patrón prin-cipal de circulación del líquido en la bomba. Con impul-sores radiales, el líquido circula hacia fuera desde el centrodel impulsor (Fig. 9). Con impulsores axiales, circula alo largo del eje geométrico del eje de propulsión (Fig. 10).Con impulsores de flujo mixto, circula a lo largo del ejede propulsión y sale del impulsor (Fig. ll).

Las bombas de flujo radial se emplean en servicios quenecesitan cargas entre intermedias y elevadas; las bom-bas de flujo mixto se emplean en servicios que requierencargas intermedias; las de flujo axial se emplean sólo enservicios que requieren cargas bajas. En realidad, lasbombas de flujo axial no son centrífugas, pero se las haincluido porque comparten muchas características me-cánicas, como el eje, impulsor, sellos del eje, etc.

Impulsores

Las bombas centrífugas, además de producir la carganecesaria con la capacidad requerida, deben poder ma-

Resultante. Tangencial

Fig. 9 Forma típica del impulsor de flujo radial

nejar una variedad casi infinita de líquidos que se ca-racterizan, en parte, por su viscosidad, densidad y lapresencia o ausencia de sólidos. La bomba se puede adap-tar a las variaciones en esas propiedades mediante im-pulsores de diferentes diseños adecuados, que son sucomponente más esencial.

Aunque hay casi tantos diseños de impulsores comoclases de líquidos, se los clasifica en general como abier-tos o cerrados.

Impulsor abierto. Debido a sus álabes abiertos, este im-pulsor se debe instalar con una holgura mínima entre suscaras y las paredes de la carcasa, para reducir el desliza-miento o recirculación del líquido dentro de la bomba.El fácil acceso a los álabes de este impulsor es una venta-ja para mantenimiento y reparación. Los impulsoresabiertos se utilizan para muchos servicios que incluyentanto líquidos limpios como pastas aguadas abrasivas.

_’ E j e

,,, Carcasa

,,Hélice

Fig. 10 El impulsor de flujo axial funciona como

hélice

114 BOMBAS CENTRíFUGAS

,’Impulsor,,

Flujo-

*

Fig. 11 Impulsor de flujo mixto para cargas

intermedias

Impulsor cerrado. En este impulsor se guía el líquido conlas paredes del impulsor en vez de las paredes de la car-casa, con lo cual se reducen el deslizamiento y el desgas-te de las paredes de la carcasa. La recirculación es mínimapor las pequeñas holguras entre la pared delantera y lapared de la carcasa en la entrada de succión. El impul-sor cerrado se suele utilizar con líquidos limpios, libresde abrasivos.

Bombas de una eetapas múltiples

:tapa y de

Si se pretende que una bomba con motor eléctrico quefuncione a unas 3 450 rpm ha de entregar 600 ft de car-ga con una capacidad de 200 gpm, la aplicación de lafórmula para la velocidad específica revelará un valor bajo,de alrededor de 400, que indica una aproximación al ex-tremo de un impulsor radial. Si se utilizan dos etapas opasos, la carga por etapa se vuelve de 300 ft y la veloci-dad específica es de 600, lo que representa un diseño mu-cho más difícil. Por estas razones, se emplean a menudolas bombas de etapas múltiples. Aunque no se debe es-perar que el ingeniero químico especifique el número deetapas requeridas en una bomba, quizá deseará preverel efecto que tendrán sus especificaciones para carga ycapacidad para las recomendaciones del fabricante.

En las bombas de etapas múltiples se emplean variosimpulsores en un eje común y la carcasa dirige la descar-ga desde la periferia de un impulsor hasta la succión delsiguiente. El aparentemente complicado patrón de flujode una bomba de etapas múltiples (Fig. 12) es un diseñopara reducir los elevados empujes axiales que se aplica-rían en otra forma por la elevada carga diferencial a tra-vés de los impulsores. La primera etapa es de doblesucción y como la presión de succión actúa en ambos la-dos del impulsor de doble succión., éste aplica una míni-ma carga axial.

Las tres etapas siguientes requieren succión sencilla yesto aplica un empuje de derecha a izquierda, que se equi-libra al pasar el líquido de la descarga de la cuarta etapaalrededor de las tres últimas etapas para que entre en ellaspor una succión sencilla desde el lado derecho para tenerun empuje de derecha a izquierda. La descarga de la sép-tima etapa es con una boquilla cerca de su centro.

Carga positiva neta de succión

Como se ilustra en la figura 12, la doble succión ofre-ce la ventaja de un empuje equilibrado (balanceado) enel impulsor. También aumenta la capacidad a la cual unabomba de una velocidad dada manejará una carga posi-tiva neta de succión dada NPSH. El ingeniero debe indi-car la NPSH disponible cuando especifique una bomba.

La finalidad es evitar la cavitación que ocurre si el lí-quido cae a una presión inferior a la de ebullición en cual-quier lugar dentro de la bomba. Las burbujas se formancon rapidez y las arrastra el líquido hasta que vuelve aaumentar la presión; se aplastan y ocasionan daños se-rios y rápidos en las piezas de la bomba. La boquilla desucción de la bomba es donde el diseño debe evitar la ca-vitación. Para el exterior, el ingeniero debe determinarla NPSH disponible mediante el cálculo de la diferenciaentre la presión absoluta en la boquilla y la presión deebullición del líquido, en términos de pies de líquido. Parael interior, el fabricante de la bomba debe diseñarla demodo que la NPSH necesaria no exceda de ciertos lími-tes.

La industria de las bombas ha normalizado los requi-sitos de NPSH según la carga, capacidad y velocidad. Si

doble succión succión sencilla

Fig. 12 Bomba de siete etapas con las entradas al impulsor dispuestas para equilibrar el empuje de la cargade presión

SELECCIÓN DE UNA BOMBA CENTRíFUGA 115

el ingeniero químico no puede cumplir con esas normas,debe modificar el sistema de proceso ya sea con el en-friamiento del líquido o la elevación del recipiente de su-ministro.

Diseño de la voluta

La carcasa de voluta o caracol que convierte la ener-gía de velocidad en energía de presión, se construye co-mo cámara recolectora de aumento progresivo que recibeel líquido del impulsor y sirve como pasadizo hasta el tu-bo de descarga. Debe producir una velocidad igual dellíquido en torno a toda la circunferencia del impulsor (Fig.13) .

Dado que un solo volumen se va agrandando en for-ma progresiva, hay fuerzas disparejas que tienden a ac-tuar en el impulsor (Fig. 14) en particular cuando labomba no funciona a su máxima eficiencia. Por tanto,ocurre un desequilibrio en el sentido radial. Con bajaspresiones de funcionamiento o en bombas pequeñas, es-ta carga radial tiene poco efecto en la bomba. Sin em-bargo, si esta carga ocurre con elevada carga diferencial,podría dañar el eje y los cojinetes.

En consecuencia, la carga radial se contrarresta, a me-nudo, con 1) eje y cojinetes para trabajo extrapesado o

_, Descarga

/..’

’ Cayasa de voluta sencilla

Fig. 13 La voluta sencilla permite fuerzas radialesdesequilibradas

Representa

magnitudes de

Fig. 14 Variaciones en fuerzas radiales alrededor del Fig. 16 Los álabes de guía del difusor mejoran laimpulsor eficiencia

1 Fuerzas radiales

equilibradas

Fig. 15 La doble voluta equilibra las fuerzas radiales

2) una pared delgada para dividir el pasadizo o conduc-to en la voluta en dos volutas más pequeñas (Fig. 15).Esto último hace que haya fuerzas casi uniformes que ac-túen en la circunferencia del impulsor. Una bomba coneste tipo de carcasa se conoce como bomba de doble vo-luta.

Diseño del difusor

Los álabes del difusor o de guía (Fig. 16) sirven par-l:

H Convertir la energía de velocidad del líquido enenergía de presiónn Efectuar el equilibrio hidráulico de la carga radial

del rotorw Guiar la circulación del líquido dentro de la car-

casaLas bombas con difusor pueden ser características de

flujo radial o mixto y pueden ser de una o de múltiplesetapas.

Montaje

El montaje más común para las bombas centrífugas esla placa de base y por lo general, la comparten la bombay su propulsor, aunque en algunas unidades especiales

116 BOMBAS CENTRíFUGAS

o muy grandes el propulsor puede estar montado en unaplaca de base separada.

La placa de base se suele montar sobre cimientos deconcreto y se fija con pernos de anclaje para que los ci-mientos absorban cualquier vibración de la bomba y elpropulsor. Las placas suelen incluir agujeros para apli-car la lechada que fija la base y la bomba una vez coloca-das. Hay que esperar un tiempo suficiente para que lalechada fragüe y se endurezca por completo antes de ha-cer funcionar la bomba.

Una desventaja de las bombas montadas en placa debase es el costo de los cimientos para la placa.

Bombas tipo en línea

Estas bombas se instalan en la tubería en forma simi-lar a una válvula de compuerta o de macho y han sidouno de los adelantos de la industria. Con esa instalación,no se requieren cuadros de tubos ni costosos cimientos.Otras ventajas incluyen que requieren menos espacio enel piso y la facilidad de mantenimiento.

Según sea el diseño particular cada fabricante ofrecediversas características estándar y opcionales en estasbombas. Algunas de las más deseables son:

n Un acoplamiento metálico con espaciador rígido,para poder dar servicio a la empaquetadura y al sello me-cánico sin desconectar el motor.

w Un sistema para ajustar la holgura del impulsordesde el exterior sin desarmar la bomba.n Cojinetes separados de la bomba, para evitar que

se contaminen.

El autor

G. J. De Santis es Gerente de Dis-trito de Philadelphia dc la UnionP u m p C o . , P . O . Rox 6 , Mid-Atlantic Park Thorofare, NJ 08086,cn donde ha trabaiado muchos años.Tiene título de in&niero mecánico dela Farleigh Dickinson University y hasido el autor de otros artículos rela-cionados con equipo para bombeo.

Manera de lograr unfuncionamiento sinproblemas de las bombascentrífugasLa gama esperada de funcionamiento es la base para seleccionar bombas centrz;fugasque tengan mínimas anomalías hidráulicas y den el mej,r rendimiento con mínitioscostos de mantenimiento.

W. Stanley Tinney, United Engineers & Contractors, Inc.

Eje -.,

Fig. 1 Patrones de flujo en el impulsor encondiciones que no son de máxima eficiencia

Las fallas de las bombas las ocasionan con mucha fre-cuencia los ingenieros y operadores de la planta que noreconocen las limitaciones inherentes de capacidad en lasbombas centrífugas. Cuando se opera una bomba en unpunto que no sea el de flujo de máxima eficiencia (bestefficiency point BEP), se producen anomalías hidráulicasen la carcasa y el impulsor. Estas anomalías, que ocu-rren en todas las bombas centrífugas, pueden ocasionaraspereza hidráulica, impulsos de vibración, flexiones deleje y menor duración de cojinetes y sellos mecánicos, asícomo mayor desgaste.

En la figura 1 se ilustran los patrones típicos de flujoque pueden ocurrir en el impulsor cuando no funciona

5 de junio de 1978

a su BEP. El líquido que pasa por el impulsor sólo pro-duce ángulos ideales de flujo cuando la bomba funcionaa su BEP. Si el ángulo se desvía de lo ideal, la turbulen-cia adicional resultante de la separación del ángulo de lasfases de flujo requiere que la bomba produzca mayorenergía por volumen unitario para mover el líquido. Es-ta es la razón principal por la cual la eficiencia de la bom-ba se reduce en cualquier lado de su flujo con máximaeficiencia.

Inversiones de flujo eti bombas centrífugas

En muchos casos puede haber una inversión de flujo,cuando una parte del fluido vuelve a entrar al impulsordetrás de los álabes. Este fluido seguirá al álabe hasta que

118 BOMBAS CENTRíFUGAS

Recirculación

Zo?a de cavitación.,,

Fig. 2 La recirculación puede ocasionar cavitación

se una al fluido que pasa desde el ojo del impulsor. Enese lugar hay un cambio muy abrupto en el sentido; estainversión brusca del flujo y la gran aceleración puedenocasionar cavitación, por lo general en el lado trasero delálabe del impulsor (Fig. 2).

Las implosiones de burbujas y ondas de choque porla cavitación gastarán y picarán la parte trasera del Ala-be hasta que se formen agujeros y el impulsor deje defuncionar. A veces, este tipo de desgaste se confunde conataque corrosivo y no se reconoce que la causa real esla cavitación.

Sin embargo, la cavitación por recirculación o inver-sión de flujo no es la misma que la clásica ocasionada poruna carga neta positiva de succión disponible (NPSH),inadecuada en el ojo del impulsor. En casi todos los ca-sos, ia existencia de una no tiene nada que ver con la otra.

El aumento de la (NPSH), no suele tener efecto en lacavitación por recirculación porque un aumento en la car-ga de succión tiene poco o ningún efecto en la magnitudde las fuerzas de aceleración en la zona de recirculación.Por ejemplo, se probó una bomba de flujo mixto en uncuadro cerrado que incluía un intercambiador de calorpara eliminar el equivalente mecánico del calor. Seaumentó la velocidad y se estranguló la bomba hasta quese pudo oir la cavitación. Después, se aumentó en 100psi la presión del cuadro lo que incrementó la (NPSH),en más de 230 ft y continuó la cavitación en la bomba.La inspección del impulsor reveló una banda de cavita-ción en la parte trasera de los álabes sin ninguna señalde que hubiera ocurrido cavitación en los bordes delan-teros.

Se han tomado fotografías durante el funcionamientode bombas centrífugas verticales del tipo de turbina, CO-

mo las utilizadas en las torres de enfriamiento, en dondese vio que el líquido salía del ojo del impulsor hacia lacampana de succión de la bomba. Estas inversiones deflujo producirán carga de presión dispareja en el ojo delimpulsor de la primera etapa y ocasionarán seria flexiónradial del mismo. Esta flexión hará, muchas veces, quelos cojinetesinferiores en estas bombas tengan un patrónde desgaste de “ojo de llave” que producirá falla de lab o m b a .

También ocurre mayor desgaste cuando se bombeanpastas aguadas con un flujo que no sea el de máxima eíi-ciencia. Debido a la separación del ángulo de fase del flu-

jo, los sólidos no siguen la corriente del fluido y rebotanen el impulsor y en la carcasa de voluta. Este rebote puedeproducir desgaste anormal en las piezas de la bomba yla desintegración de los sólidos cuando se manejan pas-tas aguadas cristalinas, cosa muy indeseable cuando setrata de productos farmacéuticos. Por ello se utilizan mo-tovariadores o bandas V con velocidad variable cuandose manejan sólidos, a fin de que la bomba funcione lomás cerca que sea posible de su flujo de máxima efrcien-c ia .

Recomendaciones parabombas de procesos

Cuando se tiene una bomba centrífuga para un proce-SO químico que funciona en un punto muy bajo de su cur-va de rendimiento, el flujo mínimo debe ser, cuando me-nos, 25% del BEP. Esto reducirá la amplitud de lasanomalías hidráulicas y prolongará la duración útil.

Para mantener el flujo mínimo se instala, de preferen-cia, un tubo de derivación (b@ass) en el tubo de succiónde la bomba. Cuando el sistema de control puede per-mitir cero tlujo de avance, hay que enfriar el tubo de de-rivación a la succión de la bomba. En las bombas peque-ñas, el enfriamiento se logra con tubos con aletas en unintercambiador de calor líquido-aire. A veces, el tubo dederivación se coloca cerca del motor para aprovechar elaire de enfriamiento del motor. También se puede lograrenfriamiento de bajo costo con las “tes” para tubo deltipo de intercambio de calor con un tubo dentro de otrotubo. El enfriamiento también puede ser con intercam;biadores de calor sencillos, como los que se utilizan mu-cho para enfriar el líquido para los sellos mecánicos.

En la figura 3 aparece una curva típica de rendimien-to de una bomba centrífuga vertical, de turbina, con ta-

280

260

240o de la campana para evitar

2202: =

200 2; ;

180 10 g0-

c 1602 140;8, 1203 100

8 0

6 0 600 o

40 400;

2 0 200 j

0 00 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000

Capacidad, 0. gpm

Fig. 3 Datos de rendimiento para bomba centrífuga

vertical de turbina

MANERA DE LOGRAR UN FUNCIONAMIENTO SIN PROBLEMAS 119

zón difusor utilizada en torres de enfriamiento; sólo semuestra una parte de la gama de eficiencia de esta bom-ba. Esta es una buena indicación de que el fabricante dela bomba trata de indicar la capacidad limitada de esab o m b a .

El flujo continuo mínimo de la bomba cuyas caracte-rísticas hidráulicas aparecen en la figura 3, es de unos8 200 gpm o sea 77% del flujo de máxima eficiencia yes el mínimo normal esperado con una bomba con velo-cidad específica de 6 200. Es muy importante conocer loslímites mínimo y máximo de flujo de las bombas cuandose utilizan varias de ellas en paralelo. Si la bomba tienecurva de rendimiento plana y se hace el paro de una omás bombas, las restantes funcionan con su curva hasta

* que cruzan la curva de fricción del sistema. Por ello, sesabe que las bombas en muchas instalaciones han tenidorecirculación interna y cavitación que las destruyen.

En los circuitos para agua de enfriamiento, los inter-cambiadores de calor muchas veces tienen válvulas de es-trangulación para el agua a fin de regular la temperatu-ra del líquido que se va a enfriar. Las reducciones en elvolumen del proceso, combinadas con las temperaturasdemasiado bajas del agua de enfriamiento en invierno,hacen que las bombas funcionen en un punto peligrosa-mente bajo de su curva de rendimiento. Por lo general,no hay sistema automático de control de flujo para va-riar el número de bombas en funcionamiento de acuer-do con la demanda de flujo.

Por ejemplo, se diseñó una operación de un procesopara un caudal máximo de 15 000 gpm de agua de en-friamiento. Se instalaron tres bombas, cada una para7 500 gpm. Los problemas de producción combinadoscon las temperaturas invernales hicieron que el flujo to-tal en el sistema fuera de 3 000 gpm. Entonces, dos delas tres bombas compartieron el flujo total de 3 000 gpmen el invierno y hubo que reacondicionarlas en la prima-vera.

Carga neta positiva de succión requerida

iQué significa la curva de carga neta positiva de suc-ción requerida (NF’SH), en los datos de rendimiento delfabricante de una bomba centrífuga? Hay que definir einterpretar esta curva antes de que su información seaútil. Los fabricantes de bombas en muchos países lasprueban de acuerdo con las normas del Hydraulic Insti-tute (HIS) y los fabricantes pueden indicar una serie depuntos en la curva de (NPSH), en los cuales la carga habajado 3 % conforme se reducen las condiciones en la suc-ción. Esta curva, entonces, indica el punto en el cual yahay cavitación en la bomba.

Por tanto, los puntos de demarcación en la curva de(NPSH), entre cero cavitación y caída de carga de 3%están muy cercanos en las bombas pequeñas de baja ve-locidad específica. Sin embargo, la diferencia entre la(NPSH), publicada para el punto de cero cavitación y lacaída de carga de 3 % puede ser hasta de 15 a 20 ft ma-yor en una bomba grande, de gran capacidad y de altavelocidad específica. En esta bomba, el mayor volumende líquido que maneja a menudo arrastrará al líquido queproduce la cavitación a lo largo de la carcasa con una caí-

ij! Io=lNpcen donde (NPSHIA es la disponible. en fi y H es la carga total

Coeficiente de cavifacibn, o

Fig. 4 El punto de cavitación incipiente influye en

las condiciones de succión de la bomba

da mínima en la carga total. Esto significa que la bombapuede estar sufriendo daños por cavitación interna sinque haya un ruido apreciable. El rendimiento no se per-judicará hasta que hayan ocurrido serios daños.

Especificaciones para evitar cavitación

La figura 4 ha sido adaptada del Hydraulic InstituteStandards. Se ha agregado el punto A para indicar la(NPSH), crítica y el autor la define como el punto ini-cial en el cual no ocurre cambio o menoscabo en el fun-cionamiento cuando se suprime la succión de la bomba.Además, se la puede definir como el punto en el cual labomba puede funcionar por tiempo indefinido sin queocurra cavitación incipiente con los cambios en la suc-ción.

Esto se hace para diferenciar entre el punto A y el puntoB. En muchas bombas centrífugas hay una joroba entrelos puntos A y B y la carga generada vuelve a su valor

Capacidad, 0, % de la normal

Fig. 5 Las pr.esiones en la voluta de la bomba

varían según la posición de la voluta y elflujo

120 BOMBAS CENTRíFUGAS

original en el punto B cuando cambian las condicionesde la succión.

Salvo que las especificaciones de la bomba mencionenel grado permisible de supresión para cero cavitación, elfabricante puede utilizar el punto B como valor críticode NPSH; esto sería incorrecto, porque la bomba ya tie-ne cavitación en el punto B.

El fabricante de la bomba debe indicar en sus especifi-caciones tanto la (NPSH), crítica como la (NPSH), concaída de 3 %J en la carga. Con esto, el ingeniero ya tieneuna base uniforme para diseñar el sistema de bombeo.Si se utiliza sólo el punto de 3 ‘?G y algún incremento em-pírico sólo se logrará una bomba de tamaño mayor delnecesario, de mayor costo o un valor inadecuado paracompensar el desgaste de la bomba.

Sin embargo, en el diseño de bombas para hidrocar-buros y productos petroquímicos, muchas veces se apro-vecha el punto de cavitación incipiente. Por tanto, mu-chas bombas de la norma API 6 10 se diseñan con valoresmuy bajos de (NPSH), porque las mezclas de hidrocar-buros pueden producir cavitación parcial y el resto dellíquido llevará la mezcla que produce cavitación dentrode la bomba a una presión más alta. Para verificarlo, hayque preguntar al fabricante cuánta (NPSH), se debeagregar en esa bomba si va a funcionar con agua fría.

Otra característica de la curva de (NPSH), para unabomba dada es una curva que sube tanto en el paro co-mo en,el corte y con un bajo valor de (NPSH), entreellos. Esta es una de las razones por las cuales la mayo-ría de las curvas publicadas sólo incluyen parte de la de(NPSH),. Esto se debe al deseo de los diseñadores de in-,-.

la zona de funcionamiento seguro y continuo.

.=-0E

0. 0 .o?aE

10 Iu

0 2 0 0 400 6 0 0 800 1 000 1 200Capac idad, Q, gpm

Fig. 6 Magnitud del empuje radial con diversos

flujos

Otros roblemas con las bombascentrí ugasP

Otro problema que surge por la cavitación, ya sea por(NPSH), o flujo de recirculación inadecuadas, es el efec-to sobre el sello mecánico de la bomba. Las ráfagas depresión y la semivaporización que ocurren pueden esfor-zar y desesforzar las caras del sello con gran rapidez. Es-to puede producir traqueteo, desgaste acelerado y, en mu-chos casos, la rotura de la cara de carbono y la falla delsello.

Una característica indeseable del funcionamiento fue-ra del punto de máxima eficiencia es la reacción del con-junto de impulsor y voluta al empuje radial que imponecarga de flexión en ángulo recto al eje de la bomba. Lapresión en todas las secciones de voluta alrededor del im-pulsor sólo es igual o casi igual al BEP. Desde luego, esla condición más deseable para la descarga del líquidodel impulsor. Sin embargo, en cada lado de BEP se des-truye este equilibrio en la destrucción de presión, y la cir-cunferencia del impulsor y su pared están sometidas apresiones desiguales.

En la figura 5 se ilustra la distribución típica de pre-sión en la voluta, basada en pruebas hechas en Ingersoll-Rand. En la figura 6 se ilustra la magnitud de las medi-ciones de empuje radial hechas en una bomba de volutasencilla de 4 in. Se verá que el empuje es máximo concero flujo, casi cero al BEP o cerca de él y que inviertesu sentido, pero otra vez aumenta en magnitud con flu-

,jos que están a la derecha, o sea, son mayores que el BEP.El efecto inmediato de estas fuerzas radiales en una car-

casa de voluta sencilla es la flexión excesiva del eje queocasiona desgaste rápido en los lugares de holgura pe-queña en la bomba, como son los anillos de desgaste, bu-,jes de la garganta, etc., y hay muchas posibilidades deque se rompa el eje debido a la fatiga por flexión.

Las bombas con carcasa de doble voluta se utilizan amenudo para reducir el empuje radial neto. En esta car-casa, el flujo se divide en dos corrientes iguales con dosespolones (Fig. 7). Todavía hay desigualdades en la pre-sión en la voluta con flujo que no es de BEP, igual queen la voluta sencilla. Debido ala simetría, hay dos resul-tantes en las fuerzas radiales que se oponen entre sí en

0.101 I l I I0 200 4 0 0 6 0 0 8 0 0 1 0 0 0 1 2 0 0

Capacidad, 0, gpm

Fig. 7 La carcasa de doble voluta reduce pero noelimina el empuje radial

MANERA DE

todos los puntos en la circunferencia del impulsor. Perocomo el conducto de circulación en una sección de la vo-luta es más largo que en la otra, las fuerzas radiales noestán equilibradas por la diferencia en flujo por los con-ductos.

Una buena regla empírica es que las fuerzas radialesdesequilibradas netas en una carcasa de doble voluta sondel 30 al 40% de las de la voluta sencilla. Además, debi-do al aumento en la fricción interna por los dobles con-ductos de flujo, la eficiencia en BEP es alrededor de 1a 2% menor que en una bomba de voluta sencilla.

LOGRAR UN FUNCIONAMIENTO SIN PROBLEMAS 121

El autor

W. Stanley Tinney cs ingenirrode proyectos en Stoner Associates,Inc., Box 629, Carlislc, PA 17013.Cuando escribió este artículo traba-jaba en United Engineers & Contrac-tors. Tiene muchos años de experien-cia y ha impartido seminarios acercade diseño, especificación, aplicacióny mantenimiento dc bombas. Ticnctítulo de ingeniero mecánico de laDrexel University y es ingeniero pro-fesional registrado en NJ y en Pa.

Diagnóstico de problemasde las bombascentrífugas:Parte 1Este artículo, primero de la serie de 3, presenta los principios generales con los quelos ingenieros y operadores pueden determinar las causas y correcciones del mal

funcionamiento de las bombas centrzCfugas.

S. Yedidiah, Worthington Pump corp

En la lista de comprobación (Tabla 1) aparecen 14 cla-ses diferentes de mal funcionamiento de bombas centrí-fugas que puede encontrar un ingeniero químico. Todasellas se pueden agrupar en tres grupos: problemas hidráu-licos reales, problemas mecánicos reales y problemas hi-dráulicos irreales. ’

Los problemas hidráulicos reales son cuando la bom-ba no puede funcionar de acuerdo con las especifkacio-

nes de capacidad, carga y eficiencia. Pueden ser por fa-llas en la bomba o en su propulsor. Ciertos problemashidráulicos, como la cavitación, pueden ocasionar el se-gundo tipo de problema que son los desperfectos mecá-nicos, los cuales se notan por síntomas como ruido, vi-braciones, sobrecalentamiento y pueden llevar a malfuncionamiento hidráulico con lo que la bomba no cum-ple con los requisitos de rendimiento.

24 de octubre de 1977

DIAGNÓSTICO DE PROBLEMAS DE LAS BOMBAS CENTRíFUGAS: PARTE l 123

Tabla I Lista de comprobación de problemastípicos con las bombas centrífugas

1. La bomba no entrega líquido

2 . Entrega menos líquido del esperado3 . No produce suficiente presb:4 . La forma de la curva de carga y capacidad es

5 .6 .

7 .8 .9 .

1 0 .l l .

12.13.1 4 .

diferente de la curva original de rendimiento.

Pierde el cebado después del arranqueConsume demasiada potencia

Tiene vibracionesEstá ruidosaFugas excesivas por el prensaestopas

Corta duración del prensaestopasFugas excesivas por el sello mecánico

Corta duración del sello mec8nicoCorta duración de los cojinetesLa bomba se sobrecalienta y se pega

Los problemas irreales suelen ser hidráulicos y por logeneral son el resultado de diseño y colocación incorrec-tos de la tubería y de procedimientos deficientes parapruebas. Pero, la corrección de estos problemas suele sermás costosa que la de las dos primeras clases, por la di&cultad para diagnosticarlas.

Una lista detallada de las causas de las 14 clases de malfuncionamiento incluye 89 conceptos (Tabla II) y no abar-ca todo el tema. Pero 99 de cada 100 casos de fallas delas bombas centrífugas se pueden resolver por lógica. Unbuen método lógico es preguntarse primero si la bombase ha dañado y la falla se debe a un golpe en una piezade la bomba y, segundo, observar si hay gas en el sis-tema.

Golpe en una pieza de la bomba

Cuando se golpea un metal liso contra un objeto du-ro, por caer en un piso de concreto, golpearlo con un mar-tillo, etc., se produce una abolladura y el metal alrede-dor de ella se desplaza y eleva sobre la superficie. Si secoloca esa superficie metálica contra otra, no podrán que-dar en posición paralela.

Esas abolladuras no son raras en las piezas de las bom-bas. Si ocurren en lugares como el cubo del impulsor oel reborde contra el que apoya, el impulsor no girará es-cuadrado en su eje. Una abolladura en las camisas o man-guitos de un eje largo puede ocasionar que se doble eleje al apretarlos entre sí. Una abolladura en un rebordecontra el cual apoya un cojinete, hará que se sobreca-liente.

La mugre entre superficies buenas puede producir efec-tos similares. Además, cuando falla cualquier pieza dela bomba, es muy posible que se dañen las correlativas.

Entre los efectos más comunes de las piezas dañadasestán los cojinetes sobrecalentados, el desgaste excesivode los anillos selladores, ruido y vibración o consumo ex-cesivo de potencia, que pueden ser ocasionados por el eje(flecha) doblado. Asimismo, una reducción en el caudalo en la carga de presión puede ocurrir por un golpe queha doblado las paredes del impulsor hacia adentro, lo cualreduce las superficies de los conductos. Cuando no hay

Junta

(descentrada)

Bolsa de gas i b)

(cl

Fig. 1 Causas de las bolsas de gas en los tubos desucción

forma práctica de enderezar esas paredes, a veces se puedecompensar su efecto si se agranda la garganta con unal ima.

Bolsas de gas

Han habido muchos casos en que las bombas han fun-cionado en forma correcta con bolsas de gas* estaciona-rias que se sabe están en la tubería de succión. Esto haengañado a muchos usuarios y los ha hecho creer que lasbolsas de gas son inofensivas.

Los problemas empiezan cuando la bolsa de gas semueve y entra a la bomba. El impulsor lanza al líquido,que es más pesado, hacia afuera y retiene el gas dentrodel ojo del impulsor. A veces, esto cortará por completoel paso de líquido por la bomba y la dañará en forma irre-parable. Otras veces, seguirá la circulación del líquido,pero en menor volumen.

Esta circulación reducida puede producir uno de dosresultados. Primero, según sean las velocidades más al-tas en las zonas parcialmente obstruidas y las pérdidasde presión en la succión, la presión absoluta del líquidoque pasa por la bolsa de gas puede ser menor que en laentrada de succión y hacer que se desprenda más gas dellíquido. Segundo, debido a la velocidad más alta del lí-quido al pasar por la bolsa de gas, arrastra más gas. Se-gún si se forme o se arrastre más gas, la bolsa creceráo desaparecerá.

Dado que es muy difícil o casi imposible predecir cuálde estos dos eventos ocurrirá, es preferible no arriesgar-se y eliminar las bolsas de gas que puedan ocurrir en eltubo de succión, en la carcasa o en el tubo de descarga.

Bolsas de gas en el tubo de succión

Las causas típicas de las bolsas de gas en el tubo de

succión (Fig. 1) son: a) puntos altos en la tubería, b) re-ductores concéntricos que llegan a la boquilla de la bom-ba, c) juntas más pequeñas que el tubo o colocadas ex-céntricas. Esto se puede evitar mediante una pendiente

* “Gas” significa tanto los vapores como el aire atrapados en el sistc-ma para distinguirlos de los vapores formados por la vaporización dellíquido debida a caída excesiva de presión o cavitación.

124 BOMBAS CENTRíFUGAS

Tabla II Lista de comprobación de problemas con las bombas centrífugas

1. Instrumentos de medición malca l i b rados o ma l i ns ta lados

2. E l a i re ent ra a la bomba durantee l f unc ionamien to o e l s i s tema debombeo no está desaereado porcomple to antes de l a r ranque

3 . Ve loc idad i nsu f i c i en te4. Sentido incorrecto de rotación5. La pres ión de descarga requer ida

por el sistema es mayor que la dediseño de la bomba

6. La (NPSH), muy baja (inclusomucha a l tu ra de asp i rac ión)

7. Cantidad excesiva de vaporesarras t rados en e l l íqu ido

8. Fugas excesivas por las superficiessu je tas a desgas te

9 . V i scos idad de l l í qu ido mayor que lade l l í qu ido pa ra e l cua l se d i señóla bomba

10. Impulsor o carcasa obstruidosparc ia l o to ta lmen te con só l i dos

ll. Conductos para agua en impulsor0 carcasa, muy ásperos

12. Salientes, rebabas, bordes agudos,etc., en la trayectoria para ell í qu ido .

13. Impulsor dañado14. Diámetro exterior del impulsor

rect i f i cado a menor d iámetro de lespec i f i cado

1 5 . F u n d i c i ó n d e f i c i e n t e d e l i m p u l s o r ode la ca rcasa

16 . Impu lso r ma l i ns ta lado en la ca rcasa17. Requisitos del sistema muy lejos en

la curva de carga y capac idad18. Obstrucciones en los tubos de

succión o de descarga19. Vá lvu la de p ie obs t ru ida o t rabada20 . P i chancha de succ ión l l ena de

s ó l i d o s21. Pichancha de succión tapada con

mater ia l f i b roso22. Tendido incorrecto de los tubos de

succión o descarga23. Colocación incorrecta del sumidero

de succ ión24. E l func ionamiento de una bomba

(en un sistema que tiene dos omás bombas en serie o enpara le lo o comb inac ión de e l l as )se altera en forma grave con elfunc ionamien to de las o t rasbombas.

25 . E l n i ve l de agua en e l t anque osumidero de succión, muy poraba jo de la ent rada de la bomba.

26 . Ve loc idad muy a l ta27. E l l íqu ido bombeado t iene mayor

dens idad re la t iva que la p rev is ta28. Impulsor de tamaño mayor que el

n e c e s a r i o29. Carga total del sistema mayor o

menor que la esperada

30. Desalineación entre bomba y supropulsor

31. Rozamiento de p iezas ro ta tor ias enlas p iezas es tac iona r ias

32. Cojinetes gastados33. Empaquetadura mal ins ta lada34. T ipo incor rec to de empaquetadura35 . E l se l l o mecán ico e je rce p res ión

exces iva con t ra e l as ien to36. Empaquetadura muy apretada37. Lubricación incorrecta de los

c o j i n e t e s38 . La tuber ía ap l i ca es fuerzos en la

b o m b a39. La bomba funciona a su velocidad

cr í t i ca40. Elementos rotatorios están

desequ i l i b rados41. Fuerzas laterales excesivas en las

piezas ro ta tor ias42. Distancia insuficiente entre diámetro

exter io r de l impu lsor y la lengüetade la vo lu ta

43. Lengüeta de la vo lu ta decon f igu rac ión de f i c ien te

44. Tubería y conexiones de succión odescarga de tamaño menor delrequerido (a veces ocasionancavitación)

45. Válvula o disco flojos en els i s tema que ocas ionan cav i tac iónprematura en la bomba

46. E je dob lado47. La cavidad del impulsor no está

concéntrica con su diámetroexterior o no está escuadrada conla cara

48 . Desa l ineac ión de las p iezas49. La bomba func iona a muy ba ja

capac idad50. P laca de base o c imentac ión ma l

d i señadas51. Resonanc ia en t re la ve loc idad de

func ionamien to de la bomba y laf recuenc ia na tu ra l de loscimientos u otros elementosestructurales en la estación deb o m b e o

52. Las piezas rotatorias giranexcéntricas por cojinetes gastadoso p iezas dañadas

53. Instalación incorrecta de losc o j i n e t e s

54. Cojinetes dahados55. Tubo para e l se l lo de agua,

obs t ru ido56 . Jau la de l se l l o ma l co locada en e l

prensaestopas y ev i ta que e l aguapara e l lo en t re a l espac io en quedebe se l la r

5 7 . E j e o c a m i s a s d e l e j e g a s t a d o s orayados junto a la empaquetadura

68. No hay agua de enfr iamiento paralos prensaestopas enfriados poragua.

59. Holgura excesiva en parte inferiordel prensaestopas, entre el eje yla ca rcasa

60. Mugre o aren i l la en e l agua paras e l l o

61. Prensaestopas excéntrico enr e l a c i ó n c o n e l e j e

62 . Se l l o mecán ico ma l i ns ta lado63. Tipo incorrecto de sello mecánico

para l as cond ic iones defunc ionamien to .

64 . Desa l ineac ión in te rna de p iezasque imp iden que la a rande la dese l lo y e l se l l o acop len en fo rmacorrec ta .

65. Cara de sellamiento no estáperpend icu la r con e l e je

66 . E l se l l o mecán ico ha t raba jado enseco

67 . Só l idos abras ivos en e l l í qu ido quehacen contacto con el sello

68. Fugas debajo de la camisa porfalla de juntas y sellos anulares

69. Cavidades para cojinetes y carcasano están concéntricas con el ladopara agua

70 . Cub ie r ta de co j i ne te dañada oagr ie tada

71. Exces de grasa en los cojinetes72 . S i s tema de lub r i cac ión de f i c ien te73. Instalación incorrecta de cojinetes

por daños a l i ns ta la r los ,i ns ta lac ión i nco r rec ta , co j i ne tesde t ipo inadecuado, e tc .

74. Los cojinetes no tienen lubricación75. Mugre en los cojinetes76. Ent rada de agua a la cub ier ta de

c o j i n e t e s77. Agujeros de equilibrio obstruidos78. Fa l la de l d i spos i t i vo equ i l i b rador79. Presión de succión muy alta80. Ajuste muy apretado entre el

cojinete en línea y sus asientos,que puede imped i r sudes l i zamien to con carga ax ia l .

81. La bomba no está cebada y se lade jó func ionar en seco

82. Bolsas de gas dentro de la bomba83. Func ionamien to a capac idad muy

b a j a84. Func ionamiento en para le lo de

bombas que no son de lasmismas características

85. Desa l ineac ión in te rna pordemasiado esfuerzo de los tubos,c i m i e n t o s d e f i c i e n t e s oreparac iones ma l hechas

86. Rozamiento in terno ent re p iezasrotatorias y piezas estacionarias

87. Cojinetes gastados88. Fa l ta de lub r i cac ión89. Anillos de desgaste rotatorios y

estacionarios hechos demater ia les igua les y dep rop iedades f í s i cas i dén t i cas

DIAGNÓSTICO DE PROBLEMAS DE LAS BOMBAS CENTRíFUGAS: PARTE I 1

Fig. 2 Agujero para eliminar una bolsa de gas en lavoluta

gradual de los tubos, con reductores excéntricos y juntascon diámetro interior mayor que el del tubo.

Cuando la distribución física de la planta impide ins-talar tubos de succión con pendiente gradual desde el tan-que hasta la bomba y hay puntos altos, hay que darlesrespiración a la atmósfera 0 al espacio para vapores enel tanque. Cuando los puntos altos sin respiradero no oca-sionan problemas es que la velocidad del líquido es tanbaja que no arrastra al gas del tubo de succión hacia lab o m b a .

Bolsas de gas en la carcasa

En las bombas de una etapa o paso, las bolsas de gassuelen ocurrir en el punto más alto de la voluta. Si noson grandes, el líquido puede arrastrarlas antes de quese desplacen hacia el ojo del impulsor. Pero si siguen for-mándose gases y la bolsa es grande, es posible que se des-place hacia el ojo del impulsor en donde reducirá el flujoy la eficiencia.

Si la boquilla de descarga es vertical, el gas formadoen el punto alto de la voluta se puede expulsar con un agu-jero taladrado en la carcasa, dentro de la boquilla (Fig. 2).Si la boquilla es horizontal, el gas se puede expulsar porun respiradero (Fig. 3).

También se puede formar una bolsa de gas en la bo-quilla horizontal de succión encima del ojo del impulsory hay que descargarla a la atmósfera con un respiradero.

Debido al empleo de difusores en las bombas de eta-pas múltiples, las bolsas de gas no se pueden desplazarhacia atrás desde los puntos altos en la carcasa hacia elojo del impulsor, sino que el líquido por lo general arras-trará el gas hacia el frente hasta el ojo del siguiente im-pulsor y ocurrirán daños.

Dado que la presión aumenta en cada etapa sucesivade la bomba de etapas múltiples, hay mayor tendenciaa que los gases se disuelvan en las últimas etapas y raravez es necesario dar respiración más que en las dos pri-meras etapas.

Fig. 3 Respiradero para eliminar una bolsa de gaen la voluta

Bolsas de gas en los tubos de descarga

Aunque parezca extraño, las bolsas de gas en losbos de descarga pueden influir en el rendimiento dbomba. Ocurren con mayor frecuencia entre la váhde corte y la de retención de descarga cuando se ha p,do la bomba y se ha cerrado la válvula de corte.

A veces, el tubo de descarga está más bajo que la ljde centros de la bomba y la bomba se ceba con la vál’de descarga cerrada. En este caso, cuando se abre lavula de descarga antes de poner en marcha la bonel gas atrapado entre la válvula de corte y la de retenescapará hacia atrás a la carcasa y alterará el remiento.

Si el tubo de descarga está más alto que la línea detros de la bomba, el gas atrapado entre las válvulacorte y retención producirá un ruido súbito, comohubiera dado un martillazo en la tubería, porque elco de la válvula de retención oscila hacia delante cosu tope. Como la superficie descubierta corriente aes mayor que la superficie corriente arriba, la cargpresión que viene de la bomba debe ser mayor que latrapresión para hacer que el disco empiece a oscilar.ro, una vez que el disco se separa de su asiento, SC

perficie de corriente arriba queda descubiertacompleto y la dilatación de la bolsa de gas empuja elco hacia el frente.

Entradas de aire en bombas quemanejan agua

El aire puede entrar a una bomba que maneja zya sea por la entrada cuando la bomba tiene la sucen un sumidero o por agujeros en el tubo de succiluniones, y entre el eje y su camisa (Fig. 4). Las boma veces, tienen un tubo vertical para cebarlas al arque y se puede llenar con la válvula de pie cerrada

1 2 6 BOMBAS CENTRíFUGAS

Fig. 4 Las camisas del eje y los prensaestopaspueden dejar entrar el aire

probar si hay filtraciones en el tubo de succión antes delarranque.

A veces se puede formar un vórtice en el sumidero otanque alrededor de la succión de la bomba y el canalde aire en espiral en la punta del vórtice puede ocasionaruna entrada de aire que causará problemas. En la figura5 se ilustran los gastos y pulgadas de inmersión para evi-tar los vórtices. Además, el vórtice se puede suprimir sise hacen flotar trozos de material en la superficie del su-

1 0 0 200 400 600 600 1000 2000 4 0 0 0 6000Flu jo , gpm

Fig. 5 Inmersión requerida para evitar vórtices enlos sumideros

midero o si se instala una campana pichancha en el tubode succión.

El aire que no penetra por la entrada puede ser porfiltraciones en la empaquetadura del lado de succión, bri-das, bujes, niples, tapones de drenaje, respiraderos, etc.Estos puntos se pueden comprobar con una llama abier-ta siempre y cuando la bomba no esté en un lugar peli-groso o vertiendo agua sobre el tubo de succión. Las fil-traciones se notarán por el parpadeo de la llama y, dadoque el agua que corre sobre una filtración la tapará mo-mentáneamente, se puede notar la filtración por unaumento repentino en la lectura del manómetro.

Los prensaestopas del lado de succión suelen estar equi-pados con anillos de cierre hidráulico y sellos destinadosa impedir las filtraciones de aire. Por tanto, si parece quehay paso de aire por el prensaestopas, hay que compro-bar que el sello de agua tenga libre circulación. El anillohidráulico debe estar bien instalado en el prensaestopaspara el funcionamiento correcto del sello de agua y la en-trada al anillo no debe tener obstrucciones. El agua queescurre de la empaquetadura indica que está funcionan-do el selloEl autor

S. Yedidiah es especialista en hi-dráulica en la Worthington PumpCorp. < 14 Fourth Ave., East Oran-SC, NJ 07017 y sus labores incluyenatender a los departamentos de la em-pt-esa como experto en los aspectos dcdiseño hidráulico. Ha sido especia-lista en bombas desde hace muchosaños y conoce todo de ellas desde di-seño, producción, planeación y ad-ministración así corno diagnóstico deproblemas. Es miembro de la ASME,autor dc muchos traha,jos técnicos yposee un buen número de patcnrcs.

Diagnóstico demoblemas de bombasI

centrífugas:Parte IILos problemas que se analizan son los que se deben a instalación, ensamble ymaquinado o pruebas incorrectos.

S. Yedidiah, Worthington Pump Corp.

La mayor parte de los casos de mal funcionamientode las bombas no requieren análisis o explicaciones es-peciales. Pero, como hay muchas posibilidades, los po-cos casos excepcionales son difíciles de analizar y ocasio-nan pérdidas de tiempo y gastos. Por tanto, el estudiode esos problemas debe ser con un examen de las posibi-lidades de fallas mecánicas y luego con un análisis de lascurvas de rendimiento.

El examen de las fallas mecánicas debe incluir obser-var los efectos del montaje incorrecto del impulsor y pa-ra las bombas de sumidero la construcción del sumideroy la tubería de succión. El análisis de las curvas de ren-dimiento necesita una prueba hidráulica a fin de obte-ner datos de carga, capacidad, eficiencia y caballaje.

I Línea decentros de

carcasa

Línea de, centros de

impulsor

Fig. 1 Las líneas de centros disparejas disminuyenel rendimiento

Montaje incorrecto

Dos tuercas colocadas en el eje de muchos tipos de bom-bas determinan la posición axial del impulsor; hay quearmarlas cuidando que la línea de centros de la descargadel impulsor coincida con la línea de centros de la carca-sa. Cualquier diferencia entre estas dos líneas (Fig. 1)puede perjudicar el rendimiento, en particular si la hol-gura entre la carcasa y el impulsor es pequeña.

Otros problemas con el montaje, relacionados con loscojinetes, son menos fáciles de detectar. A veces, porejemplo, un impulsor tiene agujeros de equilibrio (balun-ceo) que dejan escapar el líquido a presión de un lado alotro del impulsor y actúan para reducir el empuje axial.

e- -Cojinete deempuje

2 E----Cojinete lineal

/’,. Eje

,’ Agujero equilibrio

pulsor

Fig. 2 Los cojinetes de empuje deben recibir lascargas axiales

21 de nouiembre de 1977

128 BOMBAS CENTRíFUGAS

Descarga

Fig. 3 Los asientos de cojinete necesitan maquinado de precisión

Cubierta de co j i ne te

Co j ine te de empu je

I

,”Co j ine te l i nea l

3’ 1

Camisa de e je ’

hidraulico /c’erreEmpaquefãdÚra e

Sin embargo, cuando el eje de una bomba vertical es li-gero de peso (Fig. 2), su peso quizá no sea suficiente pa-ra mantener las pistas del cojinete de empuje en contac-to constante con las bolas. Los resultados son ruido yvibraciones que pueden inutilizar la bomba en poco tiem-po. Una corrección sencilla en esa bomba es cerrar losagujeros de equilibrio y con ello aumentar la carga axialen el cojinete.

Cuando el impulsor está sometido a cargas axiales ele-vadas, el cojinete de empuje debe estar en el lado exter-no del bastidor (Fig. 3) y el cojinete lineal en el interior.

Para que los cojinetes tengan un funcionamiento sa-tisfactorio, sus asientos deben estar maquinados con pre-cisión, sin juego radial entre ellos y la carcasa. Cuandoel ajuste entre un cojinete lineal interno (Fig. 3) y su asien-to está demasiado apretado, este cojinete puede absor-ber la carga axial en lugar de que la soporte el cojinetede empuje (Fig. 3). Esta carga adicional puede inutilizarel cojinete lineal en corto tiempo.

Puede haber un resultado similar cuando se introducemugre entre la pista externa del cojinete lineal y su asien-to, aunque la carcasa esté maquinada a especificaciones(Fig. 3). Para eliminar esas sobrecargas, se debe tenercuidado al ensamblar para que el cojinete lineal no estédemasiado apretado para que se pueda mover en senti-do axial.

Por otra parte, ningún cqjinete debe estar tan flojo quepueda girar en su asiento. Por lo general, la fricción dedeslizamiento es de 10 a 15 veces mayor que la de rota-ción, por lo cual parece extraño que la pista de un coji-

Impulsor

Succi6n

Ita

Fig. 4 Los vórtices se forman por las corrientes delsumidero

DIAGNÓSTICO DE PROBLEMAS DE LAS BOMBAS CENTRíFUGAS: PARTE II 129

nete de bolas pueda girar en su asiento. Sin embargo,ocurre con frecuencia en la práctica con el resultado dela inutilización del cojinete en poco tiempo.

Diseño del sumidero y tendido dela tubería de succión

El flujo de un líquido ideal va de acuerdo con el bienconocido principio de Bernoulli:

(V2/2g) + (Ply) + Z = constante

en donde: V = velocidad del líquidog = aceleración debida a la gravedadP = presiónY = densidad relativaZ = carga estática

Si se aplica la ecuación de Bernoulli a un vórtice dellíquido, éste, que se conoce como vórtice potencial, tie-ne una velocidad de rotación V que varía inversamentecon el radio R del vórtice o sea:

(V) (K) = constante

Esta ecuación repercute mucho en los efectos del dise-ño del sumidero sobre el rendimiento de la bomba. Indi-ca que la velocidad aumenta hacia el centro del vórticey tiende a volverse infinita cuando el radio se aproximaa cero, Por tanto, debido al principio de Bernoulli, la pre-

sión absoluta cerca del centro del vórtice potencial se vuel-ve mucho más baja que la presión atmosférica.

Cuando esa zona de baja presión está en contacto di-recto con la atmósfera y el cuerpo del líquido se mueveen el sentido del eje del vórtice, entrará el aire en él. Se-gún sean la forma y tamaño del sumidero, es posible queeste aire llegue al ojo del impulsor y produzca problemas.

Si no se deja entrar aire a la zona de baja presión delvórtice, entonces se producen, ya sea, un núcleo de bajapresión de líquido que gira como remolino “sólido” ouna cavidad llena de vapor. Esto ocurre cuando’el cen-tro del vórtice entra al tubo de succión.

En la figura 4 se ilustra en forma esquemática cómoinfluyen estas relaciones en el rendimiento cuando el lí-quido pasa desde un canal estrecho hasta un sumideroancho. Por baja que sea la velocidad de entrada, puedeproducir uno o más vórtices y la velocidad del líquidoen ellos aumentará hacia sus centros y producirá zonasde baja presión. Si el tubo de succión de una bomba seinstala en uno de los centros y es lo bastante grande paracubrir la zona de baja presión se producirá cavitación ylas zonas de b+ja.presión entrarán a la bomba.

Cuando llegan a una zona de alta presión en la bom-ba, se aplastarán con gran fuerza y muchas veces ocasio-narán serios daños. Además, reducen la superficie delconducto en la entrada a los álabes del impulsor y entor-pecerán 0 interrumpirán por completo el flujo.

Por otra parte, si el tubo de succión es más pequeñoque la zona de baja presión del vórtice o si está descen-trado del mismo, se formará un embudo de aire cerca

Fig. 5 Dimensiones y caudales recomendados para sumideros

130 BOMBAS CENTRíFUGAS

Fig. 6 Las entradas múltiples deben estar separadas

de la entrada de la bomba por el cual entrará el aire ala bomba.

En consecuencia, el sumidero debe ser de tamaño su-ficiente para que la bomba o bombas queden lejos delcentro de cualquier vórtice que se pueda producir. ElHydraulic Institute ha preparado una gráfica compues-ta con las dimensiones mínimas sugeridas para el sumi-dero (Fig. 5). Las dimensiones a las cuales se aplican lascurvas A, B, S y Y aparecen en la figura 4.

La figura 4 en combinación con el principio de Ber-noulli y el vórtice potencial produce una serie de linea-mientos importantes para el diseño del sumidero. Dadoque la presión en un vórtice aumenta con la distancia des-de su centro, la presión más alta en el sumidero estarácerca de sus paredes. Además, las paredes están a la má-xima distancia de la zona de baja presión en la cual esposible que aparezca un embudo de aire. La curva delHydraulic Institute para la distancia B desde el tubo desucción hasta la pared del sumidero (Fig. 4) indica queel tubo se debe colocar lo más cerca posible de la pared.

Si la velocidad del líquido en el canal de entrada es V,y R, es la distancia entre el canal y el centro del vórti-ce, entonces V, y R,, que son la velocidad y radio a loscuales la presión del vórtice cae abajo de la atmosféricase expresan con:

v,R, = V,R,

0 con

R, = VI/ v,

Por tanto, el tamaño del radio de la zona. de baja pre-sión es directamente proporcional a la velocidad V, deentrada y el peligro de que llegue un embudo de aire ala bomba aumenta en proporción con esa velocidad.

El Hydraulic Institute recomienda que V, se debemantener lo más baja que sea posible, de preferencia me-nor a 1 .O ft/s. Aunque se sabe que las bombas funcionanbien con velocidades de entrada hasta de 2.0 ft/s, los su-mideros o tanques en ese caso son tan grandes que la en-trada de la bomba puede estar lejos del vórtice.

La figura 4 indica que se puede evitar un vórtice si laanchura W del canal de entrada es igual a la anchura delsumidero. Se puede lograr el mismo efecto con una ma-lla para tener una distribución uniforme de velocidad através del sumidero. Se recomiendan esas mallas en losbuenos diseños de sumideros.

Fig. 7 Las entradas múltiples deben tener placasdesviadoras

Cuando no se puede utilizar la malla, entonces se ha-ce una entrada o aproximación cónica, que se indica conlínea discontinua en la figura 4. El ángulo del cono nodebe ser menor de 45’. Además, se debe utilizar un en-derezador de flujo en la entrada a la sección cónica, porejemplo, una rejilla de barras y se debe mantener ciertadistancia Y mínima entre la malla y la entrada de suc-ción.

Cuando se van a instalar dos o más entradas de bom-ba en un sumidero deben estar paralelas entre sí a lo lar-go de una línea perpendicular con el sentido de aproxi-mación (Fig. 6) y no deben estar en serie porque el líquidodesprende vórtices cuando pasa por un objeto cilíndricocomo el tubo de succión y esos vórtices pueden avanzarhacia una entrada de corriente abajo.

Aunque las entradas de la bomba estén paralelas pue-den ocurrir interacciones dañinas entre las bombas con-tiguas, en particular cuando la velocidad del líquido deentrada no está distribuida con uniformidad en toda laanchura del sumidero. En consecuencia, es aconsejableinstalar divisiones o placas desviadoras entre las bombascontiguas (Fig. 7) pero las placas desviadoras no debentocar nunca las paredes de extremo (Fig. 8).

Cuando aparecen embudos de aire en las cercanías delas entradas a las bombas en un sumidero existente, unacorrección eficaz es cubrir la superficie del agua con unmaterial que note, como troncos de madera, que rompe-rán los embudos y evitarán que se formen otros. Cuan-do el núcleo del vórtice se encuentra dentro del tubo desucción, el material flotante es inútil y la única correc-ción, a veces, al diseño del sumidero consiste en placasdesviadoras o mallas para enderezar la circulación. Un

Fig. 8 Las placas desviadoras no deben tocar lasparedes

DIAGNOSTICO DE PROBLEMAS DE LAS BOMBAS CENTRíFUGAS: PARTE II 131

Fig. 9 Las placas verticales sumergidas puedenenderezar el flujo

sistema que ha dado resultados ha sido pasar el líqui-

Cuando se utilizan placas desviadoras sumergidas, las

do encima y debajo de placas desviadoras sumergidas(Fig. 9).

velocidades del líquido encima y debajo de ellas debenser las menores posibles y nunca se debe colocar una placade modo que forme una cascada, que podría arrastrarburbujas de aire. Por la misma razón, ningún canal deentrada debe estar más arriba del mínimo nivel posibledel sumidero.

El tendido de la tubería de succión de la bomba puedeocasionar un problema similar a los causados por mal di-seño del sumidero. Siempre que la tubería tiene codos

Capacidad +

Fig. 11 Obstrucción o garganta reducida

y todos están en el mismo sentido, pueden inducir un vór-tice en el líquido que entra al impulsor.

Interpretación de los resultados delas pruebas

Aunque las muchas causas probables de cualquier ti-po de mal funcionamiento dificultan y requieren muchotiempo para el diagnóstico, a menudo se puede reducirsu número con un estudio cuidadoso de las curvas de ren-dimiento de la bomba. A continuación se describen e ilus-tran algunas curvas típicas de mal funcionamiento y suscausas.

La carga cae con rapidez con un aumento en el caudal pero lacarga de corte casi no cambia (Fig. ll). Esta curva indica unasuperficie reducida de la garganta de la voluta o una su-perficie reducida entre los álabes del difusor. Además,una obstrucción en algún lugar entre la salida del impul-sor y el punto de toma de lecturas de presión puede pro-

La bomba produce carga baja y consume menos potencia entoda su gama de funcionamiento, pero no varía su eficiencia

ducir esa misma curva.

(Fig. 10). La causa más común es deformación del cuer-po del impulsor. Otras dos posibilidades son: velocidadde rotación menor a la especificada o impulsor de tama-ño menor al requerido.

El gasto durante la prueba es menor que el nominal en una can-tidad constante con cualquier carga dada (Fig. 12). En una bom-ba con impulsor cerrado esta curva se produce por fugas

I.3= constante

Capacidad -+

Fig. 10 Impulsor de diámetro muy pequeño

Capacidad +

Fig. 12 Fugas por los anillos de desgaste

132 B O M B A S CENTRíFUGAS

Capacidad + Capacidad +

Fig. 13 Fugas excesivas por anillos de desgaste Fig. 15 Carga neta positiva de succión insuficiente

intensas pero no excesivas por los anillos de desgaste. Estacurva suele indicar que los anillos están gastados y se de-ben reemplazar. Cuando se utiliza esta curva con bom-ba de impulsor semiabierto, indicará placa de desgasteo impulsor gastados.

La carga, capacidad, eficiencia y caballaje son ba1’o.s en todala curva (Fig. 13). Las holguras excesivas en los anillos dedesgaste o entre los álabes del impulsor y las placasde desgaste (en los impulsores semiabiertos) suelen pro-ducir este tipo de curva. Si la falla está en las placas dedesgaste, quizá se hayan desintegrado. Este tipo de cur-va también ocurre cuando un mecánico olvida instalarun anillo o placa de desgaste después de inspeccionar oreparar la bomba.

Carga y eficiencia reducidas sin cambio en el caballaj(Fig. 14). Suele ser por conductos para agua que estánásperos por herrumbre, incrustaciones, etc., en el impul-sor 0 en la carcasa.

Curva de carga y capacidad correcta pero la baj, eficienciaaumenta el consumo de caballaje. Suele ser por pérdidas me-cánicas a consecuencia de empaquetaduras o sello mecá-nico apretados, presión hidráulica excesiva contra un selloo empaquetadura, cojinetes deficientes, piezas desalinea-das, desalineación entre la bomba y el propulsor, eje do-blado, funcionamiento cerca de la velocidad crítica, de-formación de la carcasa por esfuerzos producidos por latubería o la placa de base.

La curva se interrumpe antes de lo especificado (Fig. 15). Sedebe a carga neta positiva de succión NPSH insuficiente.

Protot ipo

-yvII ,ba

p r o b a d a

C a r g a

Capacidad +

Fig. 16 Rotación inversa del impulsor

La carga de presión producida por la bomba se incrementa cuan-do aumenta el gasto (Fig. 16). Ocurre cuando el impulsortiene álabes hacia el frente (que ya son muy raros) o siestá montado invertido en el eje. También ocurre a ve-ces cuando la bomba gira en sentido inverso.

Durante una prueba de NPSH, la línea de carga y la NPSHse detiene en forma abrupta en vez de seguir hasta el punto de corte(Fig. 17). Durante esta prueba, se mantiene constante elgasto y se reduce la NPSH en forma gradual hasta quese interrumpe la carga,, para indicar la NPSH mínima re-querida. En algunas circunstancias, puede ser imposiblemantener el gasto constante requerido. Esto ocurre a ve-

Carga neta positiva de succión NPSH +

Fig. 17 Cavitación en la tubería de descargaFig. 14 Conductos Ásperos en carcasa o impulsor

DIAGN&TICO DE PROBLEMAS DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS: PARTE II 133

R e a l

tmLs

iCarga neta positiva de succión NPSH +

Fig. 18 Entrada de aire durante la prueba de NPSH

ces en un cuadro cerrado para prueba, lo cual indica queha empezado la cavitación corriente abajo de los instru-mentos de medición, para cortar el flujo conforme se re-duce la NPSH. La única corrección es instalar un tubode descarga más grande.

La carga empieza a caer en forma gradual cuando se reduce 1~NPSH en vez de caer en forma abrupta (Fig. 18). En muchoscasos, esta curva indica entradas de aire al sistema. Ade-más, ocurren siempre que la bomba funciona con un cau-dal o flujo mayor que el de diseño.

Los requisitos de NPSH son más altos con todos los caudales(Fig. 19). Siempre que la diferencia entre la NPSH re-querida y la nominal es constante, indica fugas por ani-llos selladores gastados, etc. Siempre que varía la dife-rencia, indica conductos para agua ásperos o consalientes.

Precauciones para probar las bombas

Cuando el ingeniero cuenta con las curvas típicas, pue-de diagnosticar muchos problemas con las bombas. Perohay que comparar esas curvas contra las de rendimientoreal de la bomba. Desafortunadamente, las curvas sólose logran con pruebas bien hechas, cosa que no siempreocurre.

Muchas instituciones oficiales y semioficiales han es-tablecido procedimientos para probar bombas centrífu-gas. Sin embargo, ninguno de ellos es una garantía ab-

t

a = constante

Capacidad -P

Fig. 19 Efecto de las fugas sobre la NPSH requerida

soluta de la ejecución correcta y vale la pena describiralgunas causas típicas de pruebas incorrectas.

Un método muy común que puede ocasionar lecturasincorrectas del manometro es dejar bordes agudos o re-babas de metal en las conexiones entre la tubería de labomba y el tubo del manómetro. Para tener lecturas co-rrectas todas las conexiones deben estar bien redondea-das.

La variación en la presión en una sección transversalde un líquido en circulación ocasiona a menudo lecturasincorrectas de presión. En la práctica, rara vez es posi-ble determinar la presión promedio real en cierta secciónde tubo. Para reducir este error, se deben conectar enparalelo con el mismo manómetro cierto número de agu-jeros equiespaciados en torno a la sección de tubo.

Las bolsas de aire y los tubos obstruidos son otras cau-sas comunes de lecturas incorrectas de presión.

La prerrotación puede alterar mucho las lecturas depresión en la tubería de succión. Con gastos bajos, hayun intercambio entre el líquido que ya ha entrado al im-pulsor y el que se aproxima a la bomba por el tubo desucción. Una parte del líquido que han movido los ála-bes del impulsor retorna al tubo de succión en donde semezcla con la corriente de entrada y le imprime un mo-vimiento rotatorio originado por los álabes. Esto no sóloproduce rotación en el líquido de entrada sino que tam-bién le aumenta su presión cerca del diámetro exteriordel tubo de succión.

La carga total producida por una bomba se define co-mo la cantidad total de energía útil transferida de los ála-bes del impulsor al líquido. Cuando no hay prerrotación,esta carga total es igual a la carga total medida en la sali-,da de la bomba menos la carga total medida en la entra-da. Sin embargo, cuando hay prerrotación, el impulsorempieza a transferir energía útil al líquido que todavíaestá corriente arriba de la bomba. Como este líquido haabsorbido cierta cantidad de energía, cualquier lecturade presión en el tubo de succión será la combinación dela presión real de succión más la energía agregada y seráequivalente a tomar estas lecturas en algún lugar en lapropia bomba.

El único método correcto para determinar la presiónreal de succión cuando hay prerrotación es medirla enla superficie del líquido en el tanque o sumidero de suc-ción en un lugar en donde el líquido no tenga vórticesni velocidades importantes. La carga real de succión se-rá igual a esta lectura de presión, más o menos la dife-rencia entre los niveles de la superficie y la línea de cen-tros de la bomba y menos las pérdidas en el tubo desucción.

Las lecturas de presión en el tubo de descarga, a ve-ces, varían por el sistema de tubería, aunque estos casosson menos frecuentes. En ocasiones, el pequeño salientede una junta en los conductos de agua en la brida de des-carga ha reducido las lecturas del manómetro hasta en60 ft. En otros casos, hay salientes más grandes que noalteran para nada la lectura de presión.

La cavitación en las conexiones para el instrumentode medición o dentro del instrumento producen lecturasincorrectas, incluso en la tubería de descarga. Esto pue-de ocurrir cuando la bomba es parte de un cuadro cerra-

134 BOMBAS CENTRíFUGAS

do en el cual las presiones son bajas. Uno de los puntosmás susceptibles es en la garganta del medidor de ventu-ri 0 un orificio. Otro lugar es en la última válvula 0 co-nexión que regulan el retorno del líquido al tanque desucción porque la presión corriente abajo de ellas puedeser baja.

Los métodos para procesar los datos son otra fuentede error en las curvas de rendimiento de las bombas, en

particular cuando los cálculos incluyen cargas de veloci-dad y pérdidas similares. Se suelen utilizar tablas paraesos cákulos, pero están preparadas p8ra tubos de un nú-mero determinado de cédula y las tuberías de la instala-ción pueden ser de otra cédula. Para evitar esos errores,el diámetro real del tubo se debe medir con cuidado ytenerlo en cuenta para los cálculos.

Diagnósticoproblemas dcentrífugas:Parte III

omba

Algunos tipos especiales de mal funcionamiento de las bombas que se presentan porel servicio y tipo de bomba.

S. Yedidiah, Worthington Pump Corp.

Dado que muchas causas específicas de mal funciona-miento de las bombas, como bolsas de gas, cavitación,holgura excesiva, etc., están relacionadas con el diseñoy empleo de la bomba, muchos problemas se pueden ori-ginar en bombas que funcionan en serie, en paralelo, dedoble succión y carcasa dividida o partida, con impulsorsemiabierto o para pozo profundo.

Bombas en serie y bombas en paralelo

Una o más bombas en serie se pueden dañar por lapérdida de NPSH debida a la falla de una bomba de co-rriente arriba.

En las bombas en serie puede seguir un flujo reducidoaunque una de ellas no funcione. Este flujo por la bom-ba ociosa hará que el impulsor gire en sentido opuestoy que se aflojen las tuercas que sujetan el impulsor y lascamisas en el eje. Cuando se vuelve a poner en marchala bomba ociosa, las piezas flojas la dañarán en un cortotiempo.

El múltiple de succión para varias bombas debe reci-bir especial atención para su diseño y tamaño, porquela cavitación producida en la entrada a un tubo de suc-ción se puede propagar a lo largo del múltiple hasta otrostubos de succión o bien, una bomba, puede privar a to-das las otras de su presión de succión, lo cual reduce su(NPSH),.

Bombas de doble succión decarcasa partida

Este tipo de bomba es susceptible a muchos problemasespeciales que ocurren debido a su impulsor simétrico dedos lados.

Un codo en el tubo de succión (Fig. 1) puede ocasio-nar distribución desigual del flujo al impulsor, con re-ducción en la carga y eficiencia y se producirán ruido yvibraciones. Cuando no se puede evitar ese codo, debeestar, cuando menos, 20 diámetros corriente arriba dela entrada o se deben instalar enderezadores de flujo es-peciales.

La naturaleza simétrica de los impulsores de doble suc-ción permite la posibilidad de montarlo en posición in-vertida en el eje, después de desarmar la bomba para re-pararla. Sin embargo, los álabes del impulsor estánconfigurados para rotación en un solo sentido y la rota-ción inversa producirá ruido, vibración, una fuerte re-ducción en la eficiencia y una curva de carga y capaci-dad completamente distinta de la nominal.

,-Cubierta de cojinete

Fig. 1 Los codos en el tubo de succión producenmala distribución

5 de diciembre de 1977

136 BOMBAS CENTRíFUGAS

LlFig. 2 Las secciones de la carcasa dividida pueden

estar desalineadas

Además, cuando se desarma una bomba de carcasapartida, puede ocurrir desalineación entre las dos mita-des de la carcasa (Fig. 2) que perjudicará el funciona-miento. Puede haber un problema similar cuando, al ar-mar la bomba, la junta entre las mitades de la carcasasobresale en los conductos para agua.

La posición axial del impulsor de doble succión (Fig. 3)se debe ajustar de modo que su línea de centros coincidacon el centro de la voluta. Una separación apreciable en-tre estas líneas de centros puede hacer que las paredesdel impulsor rocen contra la carcasa. Una separación me-nos grande puede ocasionar cargas axiales excesivas y re-ducción en el rendimiento.

Fig. 3 La línea de centros del impulsor de doblesucción debe coincidir con la linea decentros de la voluta

La corrosión o la erosión en estas bombas puede pro-ducir agujeros en las divisiones entre la succión y la vo-luta (Fig. 3). Esos agujeros, por el lugar en que están,son muy pequeños para detectarlos con facilidad pero sonlo bastante grandes para producir una importante dis-minución en el rendimiento.

Bombas con impulsores semiabiertos

Un impulsor semiabierto tiene una sola pared o bóve-da y la segunda se ha sustituido ya sea por una placa dedesgaste fija o por una cara de desgaste fundida integralcon la carcasa (Fig. 4). La holgura entre los álabes delimpulsor y las caras de desgaste tiene una gran influen-cia en el rendimiento de la bomba (véase página 139 ysiguientes de este libro). En consecuencia, casi todas lasbombas con impulsor semiabierto tienen algún sistemapara ajustar esa holgura sin desarmar la bomba.

En las bombas horizontales se montan los cojinetes deempuje en un cartucho y se ajusta la posición axial delcartucho con lainas (suplementos). Pero, el empleo de laslainas no es absolutamente seguro, porque las caras delos álabes de un impulsor quizá no estén paralelas conla superficie de desgaste de la carcasa. Si se cree que esoes lo que ocurre, hay que desarmar la bomba para to-mar medidas exactas.

A veces se utilizan impulsores semiabiertos en bom-bas de etapas múltiples y se pueden instalar en un ordenincorrecto en el eje, lo cual hará variar sus holguras.

En estas bombas se puede presentar otro problema muydiferente cuando el líquido bombeado incluye sólidos co-rreosos o fibrosos, que tienden a alojarse entre los álabesdel impulsor y las caras de desgaste y pueden romper losálabes o el eje.

Bombas de pozo profundo

Las bombas de pozo profundo tienen impulsores condifusores de etapas múltiples y diámetro pequeño, mon-tados en el extremo de un eje de la longitud necesaria(Fig. 5) y se clasifican de acuerdo con el tipo de impulsor(cerrado o semiabierto) y el tipo de estructura de la co-

Cara de desgaste

Fig. 4 El impulsor semiabierto tiene una pared ycara de desgaste

DIAGNÓSTICO DE PROBLEMAS DE LAS BOMBAS CENTRiFUGAS: PARTE III 137

Sel lo

--Acoplamiento del eje

-,-Columna

‘\\,: Álabes de impulsor

.N

Fig. 5

Succión

Las bombas de pozo profundo tienenimpulsores en serie

lumna, ya sea abierta con cojinetes de caucho (hule) lu-bricados por agua o cerrada con cojinetes metálicoslubricados con aceite. Algunos de los siguientes proble-mas ocurren en todos los tipos de estas bombas y otrosson característicos de un solo tipo.

Variaciones en el nivel del agua. Cuando no funciona labomba de pozo profundo, el nivel o espejo de agua esel mismo que el de los estratos circundantes. Cuando sepone en marcha la bomba, el nivel del agua baja hastaque se establece un equilibrio entre los volúmenes de en-trada y extracción. El grado de equilibrio está sujeto alas condiciones estacionales y del clima. Puede bajar tanto

que el aire entrará a la bomba, lo cual reducirá de inme-diato el gasto y dejará que suba el nivel de agua lo que,a su vez, aumentará el gasto para que el nivel vuelva abajar en forma cíclica.

Esos ciclos se pueden corregir en forma temporal conel cierre parcial de la válvula de descarga. La única co-rrección permanente es alargar la columna, lo cual pue-de requerir ahondar el pozo.

Efecto de la arena. El efecto inmediato de la arena en elagua es una erosión excesiva y la corrección es utilizarmateriales resistentes a la erosión 0 los reemplazos pe-riódicos. La experiencia indica que hay mucha más are-na en los pozos nuevos y se reduce a un grado tolerabledespués de cierto tiempo.

Cuando el agua contiene arena, no se debe parar labomba en forma brusca, sino cerrar la válvula de des-carga en forma gradual y con mucha lentitud. Si se haceun paro brusco de la bomba, toda la arena que haya enla columna se sedimentará y obstruirá los impulsores ycarcasa con lo cual la bomba dejará de funcionar. Si sereduce la descarga en forma gradual, la cantidad de are-na arrastrada se reduce en proporción y no quedará mu-cha que se pueda sedimentar cuando la bomba esté pa-rada del todo.

Efectos del aire. Las bombas de pozo profundo suelentener una válvula de retención cerca de la descarga. Sinembargo, esta válvula no puede evitar que el líquido ele-vado dentro de la columna retorne al pozo y produzcaun vacío entre el nivel del agua y la válvula. Cuando sevuelve a poner en marcha la bomba, la vaporización de-bida a este vacío puede producir choques de cavitación.

Además, en una bomba de columna abierta (Fig. 5)se puede infiltrar algo de aire por el prensaestopas y arras-trará el lubricante de la empaquetadura.

Para evitar estos problemas, una bomba de pozo pro-fundo con columna larga debe tener una válvula rompe-dora del vacío.

Otro problema ocurre cuando se deja que entre airea la columna durante el paro pero no se puede expulsarcuando se pone en marcha la bomba. Esto puede ocasio-nar fuertes golpes en la válvula de retención como se des-cribe en “Bolsas de gas” en la página 123.

Instalación o pozo deficientes. Las bombas de pozo pro-fundo están suspendidas de una cabeza (Fig. 5) apoyadaen una cimentación fuerte. Debido a la longitud de la co-lumna, cualquier fuerza lateral la puede desalinear jun-to con los cojinetes lo cual producirá ruido, vibracionesy daños prematuros. Una bomba no funcionará bien sitodos los cojinetes lineales y el eje no están bien alinea-dos.

Por tanto, hay que instalar la cabeza y el motor conmucho cuidado para evitar las fuerzas laterales de los ade-mes del pozo. Cuando el pozo está recto y vertical, hayque instalar la cabeza absolutamente vertical y con su lí-nea de centros alineada con la del pozo. Si el pozo es rec-to pero no está vertical, se puede lograr una alineaciónsatisfactoria si se inclina la cabeza al mismo ángulo queel pozo, de modo que su línea de centros forme una pro-longación de la del pozo. Cuando el pozo no está recto,sólo se puede alinear en la forma adecuada una bombade diámetro exterior suficientemente pequeño.

138 BOMBAS CENTRiFUGAS

En las bombas de pozo profundo cada sección del ejey cada tubo de la columna se maquinan para tener con-centricidad absoluta de las roscas y escuadramiento ab-soluto de las caras. Pero, este maquinado se puede inuti-lizar durante el ensamble si se deja caer un tubo, se golpeaalguna pieza 0 se permite que se aloje mugre entre lascaras.

Columnas lubricadas con agua. Cuando se hace funcionarla bomba en seco, los cojinetes de caucho en estas colum-nas tienen un elevado coeficiente de fricción y se puedeninutiliz,ar en unos cuantos segundos. Por ello, no sólo hayque lubricar los cojinetes antes de arrancar la bomba si-no que se debe continuar esa prelubricación hasta queel agua del pozo llene por completo la columna y empie-ce a descargar por la cabeza de la bomba.

Muchos tipos de caucho tienden a hincharse cuandoestán en contacto con agua que tiene productos quími-cos como sulfuros 0 sulfatos. Si ocurre, los cojinetes pue-den trabajar los ejes y ocasionar serios daños.

En ciertos casos, cuando el caucho se hincha sólo has-ta determinado punto, la corrección es hacer funcionarla bomba sin interrupción durante algunas semanas. Es-to, a veces, gastará el sobrante de caucho y la bomba fun-cionará sin problemas.

Sin embargo, el mejor método es hacer análisis de la-boratorio de los diversos tipos de caucho con muestrasde agua tomadas del pozo profundo. Cuando se deter-mine que un tipo de caucho tiene la resistencia nece-saria, se lo debe incluir en las especificaciones de lab o m b a .

Efectos de las variacionesdimensionales en lasbombas centrífugas

Este artículo describe lo que se debe buscar en las bombas centrzjcugas de una etapade succión en el extremo, con impulsores semiabiertos, velocidades especzficas de600 a 1 000, boquillas de descarga de 1 a 3 in de diámetro, impulsores de 6 all in de diámetro que funcionen a 3 550 rpm y el ajuste axial de la holgura de

funcionamiento entre el impulsor y la carcasa.

Fred Buse, Ingersoll-Rand Co.

El rendimiento hidráulico de una bomba puede tenergrandes variaciones con relación alas especificaciones pu-blicadas. Cuando ocurre, hay que poder encontrar la cau-sa de la discrepancia. Casi siempre se trata de aspectosexternos de la bomba que saltarán a la vista. Quizá nohaya suficiente NPSH, puede haber vapores atrapados enlos tubos de succión porque un punto alto no tiene respi-ración hacia el espacio de vapores en el recipiente de su-ministro; el motor puede estar conectado para rotacióninversa, los tubos de descarga o succión pueden estar obs-truidos, la bomba puede no estar bien cebada, etc.

En otras ocasiones, la causa del mal funcionamientopueden ser dimensiones incorrectas de las piezas inter-nas, que son mucho más difíciles de identificar. Hay quedesarmar la bomba para hacer un cuidadoso análisis di-mensional de los componentes mayores.

En este artículo se señalan los factores a estudiar du-rante esa investigación, es decir el efecto de las dimen-siones incorrectas sobre el rendimiento de la bomba.

En general, las dimensiones de tres componentes, enel orden citado, son críticas para el rendimiento de labomba: el impulsor, la superficie de funcionamiento enla carcasa y la garganta de la voluta (Fig. 1).

Calidad del impulsor

Los factores más importantes en el impulsor son: an-chura, superficie de rotación y montaje.

Anchura del impulsor. Es la que produce mayores efec-tos (Fig. 2). Aunque una anchura mayor de la necesariaproducirá poco cambio, una anchura menor produciráuna reducción muy grande en el rendimiento, sin que

Integrales con la carcasa

-*--Placa atornillada

Ajuste axial paraestablecer la

funcionamiento

Fig. 1 Tipos de disposiciones de impulsor y voluta

26 de sep&mbre de 1977

140 BOMBAS CENTRíFUGAS

Anchura de salida

nchura de entrada

Fig. 2 Anchuras del impulsor Fig. 3 Poca anchura en la entrada Fig. 4 Poca anchura en la salida

importe que ocurra en el borde delgado en la entrada oen la circunferencia externa en la salida.

Los impulsores que tienen una anchura de salida igualo mayor que la de diseño, pero poca anchura en la en-trada (Fig. 3) producirán una curva de rendimiento pa-ralela pero más baja que la curva normal. Los impulso-res que tienen anchura de entrada igual o mayor que lade diseño pero poca anchura en la salida (Fig. 4) tendránel mismo tipo de características. En ambos casos se ten-drán cargas de 10 a 30 ft inferiores a la especificada.

Al medir las anchuras de la entrada y salida hidráuli-cas se puede determinar la superficie promedio requeri-da para cumplir con el rendimiento. Si se ha rebajadodemasiado material, se necesitará una carcasa nueva.

La reducción en la anchura se debe a una pieza de fun-dición cóncava o convexa debido a tratamientos térmi-cos deficientes de la pieza fundida. Esto ocasiona super-ficie hidráulica reducida. Las anchuras de entrada y salidadel impulsor se deben maquinar con una aproximaciónde cero a 0.015 in de las dimensiones de diseño para te-ner rendimiento correcto.

Vibración por la anchura del impulsor. Un impulsor puedeestar maquinado a la anchura total correcta y equilibra-do dinámicamente y de todos modos puede hacer que la

bomba tenga vibración excesiva. Esto ocurre cuando unode los álabes es 0.125 in menos profundo que los otrosen la zona de salida (Fig. 6). Como los álabes no tienencarga uniforme, ocurre desequilibrio hidráulico y vibra-ción del eje.

Holgura de funcionamiento. El rendimiento con holguraexcesiva de funcionamiento (Fig. 7) tendrá una curva pa-ralela con la del rendimiento estándar. La carga se redu-cirá alrededor de 10 ft por cada 0.010 de holgura en im-pulsores de tamaño de 6 a ll in que funcionen a 3 550rpm (Fig. 8). Esta reducción también ocurre con holgu-ras más anchas y se han hecho pruebas hasta con 0.120in. Además, se reduce la eficiencia 2 a 3% por cadaaumento de 0.010 in en la holgura.

Superficie de funcionamiento cóncava. Al maquinar el con-torno de la superficie de funcionamiento del impulsor hayque tener cuidado de no maquinar con mucha velocidadni de remover metal grueso si no está bien soportado. Enotra forma, se empujarán hacia atrás los extremos de losálabes y saltarán por acción elástica a su lugar al termi-nar el maquinado. El resultado es una concavidad de0.010 a 0.015 in (Fig. 9). Cuando se ajusta el impulsorpara la holgura normal de funcionamiento, la holgura ab-soluta será de 0.020 a 0.025 in en lugar de 0.010 in. El

Capacidad-

x=xY#ZporO.l25in

Fig. 6 Efectos de la anchura

del impulsor

Fig. 6 Alabe de poca profundidad

iuncH o l g u r a d eionamiento

Fig. 7 Holgura de funcionamiento

EFECTOS DE LAS VARIACIONES DIMENSIONALES EN LAS BOMBAS CENTRiFUGAS 141

.,,,Diseño Holgura de funcionamiento

ICapacidad -

Fig. 8 Pérdidas de carga con holguras excesivas defuncionamiento

Herramienta Desetda O.O’O in 1 I -

- _ - _Durante e l maquinado Después de maquinar

Fig. 9 El maquinado rdpido produce impulsorescóncavos

rendimiento será similar al que se tiene con holgura ex-cesiva de funcionamiento.

Montaje del impulsor. Cuando se atornilla un impulsoren su eje, las superficies macho o hembra no pueden es-tar más de 0.001 in fuera de la perpendicular, medidaen las superficies correlativas (Fig. 10) ni estar desalinea-das más de 0.001 in con el centro del eje, medido en elcubo del impulsor (Fig. ll). En otra forma, sólo un ála-be tocará con la superficie de funcionamiento con el ajusteinicial de holgura.

Estos impulsores torcidos producirán un rendimientosimilar al de los que funcionan con holgura excesiva.

ntro del impulsor

-L Abertura

Fig. 10 Los centros de eje e impulsor no est8nparalelos

4 FAbertura

Las superficies correlativas deimpulsor no están

perpendiculares con la líneade centro del eje

--/ & Abertura

Fig. ll La superficie del impulsor no est8perpendicular con la línea de centro

Además, el impulsor puede estar equilibrado estáticao dinámicamente y dentro de las dimensiones hidráuli-cas y puede haber vibración excesiva del eje por juegoen el ajuste entre el impulsor y el eje con la excentrici-dad consecuente de las dos líneas de centro (Fig. 12). Unimpulsor de 10 in de diámetro con una desviación totalde 0.004 in lanzará la masa del impulsor fuera de centroy producirá vibración del eje.

Ajustes por limado. Un método para aumentar el rendi-miento de la bomba es rebajar con lima los álabes de sa-lida para aumentar la superficie de salida. El grado delimado se identifica con los términos “a la mitad” o “fi-lo de cuchilla” (Fig. 13). El limado a la mitad consisteen remover la mitad de la banda del álabe de salida ydesvanecer la superficie limada en la parte inferior delálabe. El limado o rebajo de filo de cuchilla consiste enreducir la banda a 1/16 in a menos de lo cual las puntasde los álabes quedan muy delgadas y quebradizas.

Las ganancias aproximadas en carga y eficiencia al li-mar un impulsor de 3 550 rpm (Fig. 14) aparecen en latabla 1.

Centro del eje

-l--

Centro del impulsor

Abertura

Abertura

Fig. 12 Holgura en ajusté entre impulsor y eje

142 BOMBAS CENTRíFUGAS

Tabla I Efectos del ajuste con lima

Ganancia en carga, ft, y en eficiencia, %

Filo de cuchilla A la mitad

Diám. % de capacidad Porcen- % de capaci- Porcen-impulsor, en BEP taje en dad en BEP taje *n

in 0 50 loa B E P 0 50 loo B E P

6 4 6 10 1 2 3 5 1

8 13 15 20 2 6 7 9 1.5

10 17’ 20 28 2 8 10 14 1.5

Banda de álabe de salidaI

!Remover

in en la

b a n d aFig. 13 Ajustes con lima en álabes de salida

Calidad de la superficie de la carcasa

La superficie de funcionamiento de la carcasa puedeser integral en la fundición o puede ser una placa sujetaa la pieza por 1) ajuste por encogimiento, 2) tornillos in-ternos, 3) tornillos externos o 4) soldadura por puntos.

La desventaja principal de maquinar la superficie defuncionamiento integral con la carcasa es que se puede

0.018 in

0.010 in

Fig. 15 Carcasa no paralela Fig. 16 Error de maquinado

Fi lo de cuchi l la

C a p a c i d a d -

Fig. 14 Efectos de los ajustes con lima

inutilizar con maquinado incorrecto o por porosidadesen la superficie. La ventaja principal es que las toleran-cias son más amplias que con una placa separada, puessólo hay que hacer maquinado de precisión en una su-perficie.

La desventaja principal de la placa separada son lasdificultades para instalarla en forma correcta y mante-ner esa instalación durante el funcionamiento. La ven-taja principal es el ahorro en costos de mantenimientoy reposición, pues sólo hay que cambiar la placa.

La superficie defuncionamiento no está paralela con la del im-pukor. Cuando la superficie de funcionamiento de la car-casa no está paralela con la del impulsor con una aproxi-mación de 0.003 a 0.004 in, la reducción en rendimientoserá similar a la ocasionada por holgura excesiva de fun-cionamiento. Cuando fa diferencia es todavía mayor, unode los álabes del impulsor tocará la superficie de la car-casa durante el ajuste inicial de la holgura de funciona-miento. Si la desviación de la carcasa es de 0.008 in, laholgura de funcionamiento será de 0.010 in en un álabey de 0.018 in en el opuesto (Fig. 15).

Esta desalineación de las superficies puede ser por:

-----. Desalineación de

0.002 in

Fig.-17 Error en cabeza de soporte

Fig. 18 Error en placa o superficie

EFECTOS DE LAS VARIACIONES DIMENSIONALES EN LAS BOMBAS CENTRíFUGAS 143

ntada a fondo

Fig. 19 Mugre en cabeza

de soporte

Fig. 20 Placa no asentada Fig. 23 Anchura de la voluta

, Cabeza de soporte

Fig. 21 Superficies de carcasa y montaje

desalineadas

1. No maquinar, con las herramientas en la misma po-sición, la superficie de funcionamiento y la superficie demontaje de la cubierta del cojinete o la cabeza de soportede la carcasa. El resultado serán superficies desalineadashasta en 0.010 in (Fig. 16).

2. Montaje incorrecto de una placa separada porque:a) la superficie de montaje en la carcasa no está paralelacon diferencia de 0.001 in con la superficie para montarla cubierta de cojinete o la cabeza de soporte (Fig. 17);b) la superficie de montaje y la de funcionamiento de laplaca no están paralelas entre sí (Fig. 18); c) la placa noestá bien montada porque hay rebabas o cuerpos extra-ños entre ella y la superficie de la carcasa (Fig. 19); d)la placa se montó torcida en ajuste por encogimiento por-que el operario no la asentó a fondo (Fig. 20).

3. Deformación permanente de una superficie integralde funcionamiento, bien maquinada y que pasó las ins-pecciones, al someterla accidentalmente a presión exce-siva durante la prueba hidrostática.

4. Superficies desalineadas en 0.002 in en las superfi-cies de montaje de la cabeza de soporte o de la cubierta

Bajada

Línea de referencia

Fig. 24 Superficie bajada

de cojinetes (Fig. 22) con lo cual habrá desalineación ex-cesiva de las superficies.

Placa cóncava o convexa. Cuando se instala una placa porencogimiento sin asentarla a fondo, se puede combar ha-cia arriba o abajo, producir superficies desalineadas y hol-guras de funcionamiento excesivas. Cuando la placa noestá bien soportada al maquinarla, se desviará por ac-ción elástica (Fig. 22).

Calidad de la voluta

Anchura de la voluta. Los efectos de una variación de ladimensión de diseño pueden ser importantes en un im-pulsor semiabierto con velocidad específica de 600 a 1 000(Fig. 23). Para hacer una serie de pruebas de los efectosde la anchura de la voluta, se elevó y bajó la superfi-cie de funcionamiento de la carcasa en relación con la lí-nea de referencia de diseño (Fig. 24). Los resultados serelacionaron con un impulsor de 10 in de diámetro.

Cuando se bajó la superficie 0.010 in por abajo de lalínea de referencia, hubo una reducción de carga de 15

Superficie 0.030 inencima de

l ínea de

-4 i-15 wm

-. _-_-_---Fig. 22 Una placa no soportada al maquinar

Capacidad -

Fig. 25 Efectos de la superficie bajada sobre la

curva de carga y capacidad

144 BOMBAS CENTRíFUGAS

Fig.

Superficie 0.030 inencima de l ínea de

referencia

7

Pí”/

‘i /i /

/ x/

XfY

Capacidad-

2 6 Efectos de la superficie elevada sobre la curva de carga ycapacidad

Yb///l Volu ta

Fig. 17 Superficie defuncionamiento desalineada

BHP iguales--en cualquier

caso

Capacidad -

Fig. 28 Garganta de la carcasa Fig. 28 Efecto de la garganta de carcasa reducidasobre el rendimiento

ft en el punto de máxima eficiencia (BEP); al bajarla 0.020in la reducción es 25 ft; al bajarla 0.030 in la reducciónes de 35 ft, en relación con una carga de diseño de 400ft (Fig. 25): Las reducciones correspondientes en el pun-to de corte son 5, 10 y 15 ft.

En forma similar, la capacidad en el BEP se reducealrededor de 5, 10 y 15 gpm y la eficiencia se reduce 1a 2% en la gama de 0.010 a 0.030 in.

Cuando se eleva la superficie sobre la línea de referen-cia, aumenta la carga con BEP y corte pero no con tantarapidez y produce 2 ft con 0.010 in, 3 ft con 0.020 in y6 ft con 0.030 in (Fig. 26). La capacidad en el BEPaumentará 5, 10 y 15 gpm y la eficiencia subirá 1 o 2 % .

Si el diseño se hace con la línea de referencia muy ba-ja, aumentará mucho la carga cuando se eleve la super-ficie de funcionamiento y una reducción menor en la car-ga cuando se baje la superficie. El aumento grande puedesobrecargar el propulsor, incrementar los empujes radialy axial y ocasionar condiciones desfavorables en el siste-m a .

La superficie de funcionamiento no está paralela con la líneade centros. Es diferente a la falta de paralelismo entre lassuperficies de funcionamiento del impulsor y la carcasa.En este caso, ambos están torcidos con relación a la lí-nea de centros de la voluta, pero están paralelos entresí. El resultado es una superficie de entrada a la volutade anchura variable (Fig. 27). Cuando existe esta condi-ción puede haber una caída de carga hasta de 60 ft en

toda la curva de rendimiento o una fuerte caída en el ren-dimiento cuando se arranca la bomba.

La severidad del mal funcionamiento depende del pla-no en que ocurre la torcedura, en relación con la ubica-ción de la garganta. Las siguientes son las máximas va-riaciones circunferenciales en la anchura de la voluta antesde que se perjudique el funcionamiento. Con toleranciasmás grandes, la bomba puede tener una gran pérdida decarga.

Diámetro de diseño Torcedurade impulsor, in máxima, in

6 0.0208 0.040

10 0.06013 - 0.080

Superficie de la garganta. Las bombas de baja velocidadespecífica (500 a 800) son muy sensibles al tamaño de lagarganta de la carcasa (Fig. 28). Una ligera reducciónen esta superficie por un cambio o rotura en el núcleoo una obstrucción estrangulará la capacidad (Fig. 29).La carga de corte será, por lo general, la misma que lade diseño, pero el resto de la curva de rendimiento se re-ducirá en proporción con el efecto de estrangulación. Silos demás factores son iguales que los de diseño, tambiénlo será el caballaje al freno.

EFECTOS DE LAS VARIACIONES DIMENSIONALES EN LAS BOMBAS CENTRiFUGAS 145

Fig. 30 Garganta agrandadaRotación inversa -’

A veces es necesario agrandar la superficie de gargan-ta en relación con la de diseño para aumentar el flujo (Fig.30). Pero la boquilla corta, típica de estas bombas, sueleimpedir una ganancia considerable en la superficie de lagarganta. Además, ese aumento a veces ocasiona pérdi-da de carga por la reducción de la convergencia en la bo-quilla. Aunque, a veces, es fácil aumentar la superficiede la garganta en el taller del usuario, no se debe cam-biar como cosa de cajón por una posible sobrecarga delpropulsor.

Se debe utilizar la siguiente ecuación para calcular unanueva superficie de garganta:

Gpm nuevos = (gpm existentes)(superficie nueva./super-íkie existente)‘/’

Los galones nuevos y los existentes son en el BEP.Las ganancias relativas en carga y eficiencia en el BEP

que se pueden lograr con un aumento en la superficie dela garganta son:

Velocidad Cambio enespecífica carga, %

Cambio en laeficiencia, %

560 - 1 +3a +47 5 0 0 +2850 +2 +2

1 1 5 0 +1 +2

Carcasa de doble voluta

Fig. 31 Carcasa de doble voluta con divisor

Capacidad-

Fig. 32 Efecto de la obstrucción detrás de undivisor

Obstrucción del divisor (carcasa de doble voluta). Hay quecomprobar que no haya obstrucciones detrás del divisoren bombas con carcasa de doble voluta (Fig. 31). Si lashay, la carga resultante, incluso la de corte suele ser lamitad del valor de diseño. A primera vista, el rendimientose asemeja al de una bomba que funciona con rotacióninversa, pero un examen detenido mostrará que el ren-dimiento reducido no es la característica rectilínea de larotación inversa, sino una línea paralela con el rendimien-to de diseño (Fig. 32).

El rendimiento también se reducirá si la zona detrásdel divisor es menor que la de diseño en toda su longi-tud, debido a moldes o núcleos incorrectos para el vacia-do. Una reducción de 5% en esta zona producirá unadisminución de 20 a 30 pies en la carga en toda la curvade funcionamiento de un impulsor de 10 in.

Concentricidad de la voluta y el ej,. Cuando las cavidadesy superficies de ajuste alineadas de la carcasa se maqui-nan excéntricas con el centro de la voluta, entonces elcentro del impulsor quedará excéntrico en ella (Fig. 33).Cuando el impulsor está alejado de la garganta, estran-gulará en el lado opuesto de la voluta y reducirá la carga

Centro de diseño

Centro real delimpulsor

--Zona estrangulada

Fig. 33 Cavidades y ajustes excéntricos en lacarcasa

146 BOMBAS CENTRiFUGAS

Fig. 34 Círculo para tornillos excéntricos en la brida

y la eficiencia. Con un impulsor de 10 in de diámetro,una excentricidad de 0.25 in reducirá la carga entre 4y 10 ft y la eficiencia en 3 %

Concentricidad del agu+ro de descarga. Con una brida dedescarga de 1 in, puede haber una reducción en la cargasi la brida está excéntrica con el círculo de tornillos. Estose debe a un desplazamiento del núcleo respecto al con-torno externo de la pieza fundida. Cuando se instala labomba, una parte del agujero de descarga quedará obs-truida por la brida correlativa (Fig. 34).

Cuando las velocidades del líquido en la boquilla y eltubo son pequeñas por baja capacidad o baja velocidad(1 750 contra 3 550 rpm) no se notará esta pérdida.

En conclusión, en este artículo se han señalado 2 1 for-mas en que las dimensiones que no son de diseño alteranel funcionamiento de la bomba. Es razonable esperar queno todas producirán mal funcionamiento. Las piezas consuperficies maquinadas correlativas con otras maquina-das quedan en esta categoría, por ejemplo, el eje, mon-ta,je del eje e impulsor, cabezas de soporte y cabeza desoporte de la carcasa y la superficie de funcionamiento.Los lugares que se deben vigilar con más cuidado son losque tienen una superficie de fundición en contacto conuna maquinada, como la anchura del impulsor y de lavoluta y concentricidad de la voluta y la boquilla. Porlo general, se suelen examinar como parte del control decalidad del fabricante de la bomba antes de embarcar labomba al usuario. Los resultados de la investigación se-ñalan la necesidad de establecer tolerancias de fabrica-ción y controles de calidad a íin de obtener un rendimien-to hidráulico congruente con el diseño.

El autorFred Buse es ineeniero lefe de la

S tandard Pump aldrich “Di”., d eIngersoll-Rand Co. Posee siete pa-tentes sobre bombas centrífugas y re-ciprocantes. Fue nombrado Hombredel Año de 1976 del Hydraulic Ins-titute, es miembro de dicho Institu-to, de ANSI B. 73 para bombas cen-trífugas, Grupo de Trabajado deBombas Reciprocantes del API y delcomité de códigos para pruebas deASME e Hydraulic Institute. Es In-geniero Naval titulado en el NewYork State Maritime College y hacooperado en manuales de bombas yha dado conferencias a nombre de laASME.

Sistemas de derivaciónpara bombas centrífugasPara evitar el sobrecalentamiento y la consecuente pegadura de las bombascentraífugas es muy importante incluir un sistema confiable de recirculación yderivación en el sistema de bombeo.

Peter D. Van Blarcom, Yarway Corp.

Las bombas centrífugas dependen, en forma principal,para su enfriamiento del fluido que bombean. El calorgenerado por sus elementos rotatorios y cojinetes se disi-pa en la descarga de fluido.

Este aspecto es crítico con bajo caudal (flujo) cuandoel alto caballaje del motor eléctrico o la turbina de pro-pulsión se convierte en calor. El sobrecalentamiento dela bomba la puede dañar por la vaporización del fluidoque, a su vez, produce pegadura de cojinetes o contactoentre las piezas rotatorias y la carcasa. Para tener fun-cionamiento seguro con todos los caudales, en especiallos de menos del 25% de la capacidad de la bomba, seutiliza un sistema de derivación (bypass) o recirculación.

Se deben tener en cuenta todos los factores del sistemade derivación para proteger la bomba en forma positivacon bajo flujo. Estos factores incluyen: capacidad, fun-cionamiento positivo y confiable, larga duración, funcio-namiento silencioso, requisitos de potencia, sencillez delsistema, tiempo para diseño del sistema, capacidad parareducir la presión y costo instalado.

A fin de obtener un sistema de derivación del tamañocorrecto, cualquiera que sea el líquido que se bombee,es preferible basarse en la curva específica de la bombay las recomendaciones del fabricante. Se debe dar, comomínimo, la siguiente información al posible proveedor delsistema de derivación: 1) capacidad máxima de la bom-ba, 2) cantidad de flujo en la derivación, 3) carga de cor-te de la bomba, 4) presión en el depósito o sumidero, 5)

‘líquido que se va a bombear y 6) temperatura y densi-dad del fluido.

VBlvula de -retención: f ‘.evita el flujoInverso ydetecta el baloflujo 1

Orificiosderivación: dejin pasarel flujo minimo deenfriamiento a la válvulade control 1

Palanca:la válvula

VBlvula piloto: accwnaelemento de casa

Válvula automAtice de control de recirculación

4 de febrero de 1974h.

148 BOMBAS CENTRíFUGAS

Se utilizan tres tipos básicos de sistemas de recircu-lación en la actuaiidad: recirculación continua, recircula-ción controlada por el flujo y control automático.

Sistemas de recirculación continua

En un sistema de recirculación continua la bomba ysu propulsor son de tamaño mayor al requerido para pro-veer suficiente líquido y mantener fría la bomba con re-circulación continua desde la descarga hasta el tanque osumidero de succión.

Un orificio fijo en el tubo de recirculación reduce lapresión diferencial entre la descarga de la bomba y el tan-que. Este orificio es de un tamaño para la recirculacióncontinua de suficiente fluido para mantener fría la bom-ba. Pero debido a esta recirculación continua, el fluidonunca es parte del valor del producto final. Este sistemaes ineficiente y muy costoso, porque:n La bomba y su propulsor deben ser de mayor ta-

maño para manejar la cantidad de recirculada inclusocon plena carga de la bomba, cuando hay suficiente flu-jo para evitar el sobrecalentamiento de la bomba.l Los costos adicionales de potencia para el propul-

sor son mayores de lo que se cree. Por ejemplo, una bom-ba en donde la energía cuesta 9 centavos de dólar porkWh que descargue 300 gpm con una carga de 2 500 ft,necesita recirculación de 50 gpm para mantenerla fría.En el supuesto de que el agua esté a 330°F, el costo anualadicional de la energía se calcula como sigue:

hp = (gpm)(p resión de descarga, ft)(densidad relativa)3 960(eficiencia de la bomba)

= [(50)(6 535)(costo de energía)]/[(3 690)(0.75)]= 37.5 hp más de los necesarios para la demanda

del proceso (Fig. 1).

Costo anual = [(hp)(6 535)(0.9)/(eficiencia del propulsor)= [(37.5)(6 535)(0.9)]/0.85 = 2 600 dólares

Por tanto, el costo de recircular suficiente líquido pa-ra enfriar la bomba sería de 2 600 dólares (Fig. 2). Estecosto subiría en forma gradual conforme se gasta y agran-da el orificio fijo por la alta velocidad del fluido y, des-pués, aumentaría el caudal que pasa por él. Esto, másel precio original de bombas y propulsores de mayor ta-maño, hace que el sistema de recirculación continua tengaun costo prohibitivo, excepto en las bombas muy peque-ñas.

Recirculación controlada por el flujo

En un sistema controlado por el flujo (Fig. 3a) sólo hayrecirculación cuando el caudal se aproxima al mínimo es-pecificado por el fabricante.

Cuando el orificio en el lado de succión o descarga dela bomba detecta que el flujo se aproxima al mínimo re-querido, el transmisor de flujo envía una señal eléctricapara abrir la válvula de solenoide y la válvula de controlde recirculación. Ahora se recircula el fluido al tanqueen el lado de succión en una cantidad regulada por el ta-

3500 -

3 0 0 0 -

:UJ 2 500 -m

dGm

:2000-::%

0c9

u> 1500-L

LL

1000 c

500 -

10

1,600

800

600

200Densidad relativa supuesta = 0.90

,I I I I ,1 1 > 1 t I Ib

5 50 75 100 125 150 175 200 225

Potencia para recirculación, hp

Fig. 1 Caballaje requerido para recirculación en labomba

maño de la válvula de control de recirculación y la caídade presión en ella. El fluido también puede ir al proceso.

Un orificio múltiple, reductor de presión, que está des-pués de la válvula de control de recirculación disminuyela caída de presión desde la descarga de la bomba hastael tanque y esta caída puede ser muy grande con altaspresiones de descarga. En el momento de abrir y en elde cerrar, la válvula de control de recirculación recibetoda la caída de presión desde la descarga de la bombahasta el tanque, por lo cual está sometida a intensas tur-bulencia y erosión.

La válvula de control debe tener cierre hermético con-tra la plena presión de descarga de la bomba. Cualquierfuga por la válvula se debe restar de la capacidad totalde la bomba o el sistema. Si hay fugas grandes, quizála bomba no pueda abastecer el flujo pleno requerido porel sistema.

Un estudio de los componentes eléctricos indicó quela válvula de control que causa más problemas en estesistema es la de control de recirculación. Las reparacio-nes, a menudo, se deben a la gran caída de presión y laaita presión en la entrada o de corte. En cualquier siste-ma de recirculación, la válvula de control debe ser deltipo de falla abierta para asegurar la protección de la bom-ba en caso de una interrupción en el sistema neumático0 eléctrico.

SISTEMAS DE DERIVACl6N PARA BOMBAS CENTRíFUGAS 149

0 2 5 5 0 75 100 125 150 175 2 0 0 225Potencia requerida para recirculación, hp

Fig. 2 Costo anual de recirculación continua

Las variantes del sistema controlado por el caudal in-cluyen un sistema de temperatura diferencial en el cualse emplea el aumento de temperatura en la bomba paraabrir y cerrar la válvula de control de recirculación. Seutilizan termopares para medir las temperaturas de suc-ción y descarga, pero ha habido dificultades para esta-blecer la colocación correcta de los termopares.

Cuando se utiliza motor eléctrico en la bomba, es po-sible controlar el sistema de recirculación con la medi-ción del amperaje del motor, que es función del trabajoy del flujo en la bomba. Pero esos sistemas ya se utilizanmuy poco en la actualidad.

Todos los sistemas citados tienen una válvula de re-tención en el lado de descarga de la bomba para evitar

Orificio múltiplereductor de presión

A proceso ocalentador deana Dresión

Vhoh decompuerta

Vá’vu’a de vátvu~a d e

L-

\-il-compuerta retención Bomba

flujo inverso en la bomba. Los sistemas controlados porcaudal y temperatura tienen también sistema eléctrico yneumático para accionar las válvulas de control.

Control automático de recirculación

Se puede utilizar un control automático de recircula-ción en el cual se combinen las funciones de la válvulade retención de descarga de la bomba y los elementos decorte de recirculación y presión, en una sola unidad queno necesita electricidad ni aire (Fig. 3b).

En este sistema, una válvula de retención de disco ele-vable bajo carga de resorte. actúa como elemento detec-tor del flujo y abre y cierra una válvula piloto pequeñaen respuesta a los cambios en el caudal principal. La vál-vula piloto dispara la apertura y cierre de la válvula decontrol de recirculación y ésta corta el paso del líquidoen forma hermética. Un elemento de cascada disipa laalta presión del fluido antes de devolverlo al tanque debaja presión. En la página 147 se ilustra la válvula decontrol de recirculación en corte transversal.

Con flujo principal normal (Fig. 4a) la válvula de re-tención se levanta de su asiento y flota sobre el líquidoque descarga de la bomba. La extensión de la válvula le-vanta el extremo izquierdo del brazo de palanca y per-mite que asiente la válvula piloto para evitar flujo porel conducto inferior al sistema de baja presión.

La presión total de descarga de la bomba en la cabezade la válvula piloto la mantiene bien asentada. Esta pre-sión, que también se aplica en el elemento o pistón decascada por el espacio anular alrededor del vástago dela válvula piloto, cierra la válvula de cascada y evita elflujo en derivación. El fluido a presión de la bomba tam-bién se aplica en el lado opuesto del pistón, pero contrauna superficie más pequeña y la válvula de recirculaciónpor cascada permanece cerrada.

Cuando disminuyen los requisitos del proceso y se re-duce el caudal del bombeo, la válvula de retención bajocarga de resorte empieza a descender contra su asiento(Fig. 4b) y el brazo de palanca, que pasa por su puntode pivoteo, abre la válvula piloto. En este momento sedescarga el fluido a alta presión que hay en la cabeza del

A proceso ocalentador dealta presión

automática

bl Sistema autom&ico

Fig. 3 Sistemas de control de recirculación, a) convencional y b) automíitico

150 BOMBAS CENTRíFUGAS

F l u j o principal al proceso

VAlvula piloto Pistón y válvulade cascada

Flujo principal de bomba

Flujo principal al proceso

b) Flujo principal bajo

Válvularetenció

Válvuia piloto Pistón de cascada

Ftujo principal de bomba

Flujo principal al proceso

cl No hay flujo principal

I -I

Válvuia piloto Wlvula de cascada

Flujo principal de bomba

Fig. 4 Funcionamiento de vhlvula de control de

recirculación automhtica

pistón del elemento de cascada corriente abajo a la partede derivación a baja presión del sistema. Ahora, el pis-tón se mueve a la derecha por el desequilibrio en la pre-sión y empieza la recirculación.

El punto en el cual se abre la válvula piloto para queel sistema esté en el modo de derivación se calcula deacuerdo con las características de la bomba. Lo controlael espacio anular entre la parte inferior cónica de la vál-

vula de retención y el cuerpo circundante. El disco dela válvula de retención se convierte, en realidad, en unaforador de superficie variable cuando las cantidades mo-vidas por la bomba son menores al 40% de su capacidad.

Cuando no se requiere flujo en el proceso, la válvu-la de retención asienta por completo y el pistón y válvulade cascada abren del todo. La recirculaclón, que ahoraes máxima, vuelve al tanque o sumidero de baja presión.

La válvula de retención cerrada impide el flujo inver-so en la bomba cuando ésta se encuentra parada. Si sedesea, el flujo inverso en el sistema de recirculación sepuede emplear para mantener calientes la carcasa y com-ponentes internos de la bomba.

La válvula de cascada controla el flujo en derivacióny disipa la energía de alta presión del fluido que se recir-cula al tanque. La válvula divide el caudal principal encorrientes múltiples.

Las acanaladuras paralelas, fresadas en el elemento decascada, dirigen el flujo del fluido por una serie de vuel-ta.s de 90’ cuando pasa en cascada por la válvula. Lasacanaladuras constituyen una serie de orificios o “eta-pas” y cada grupo de ellos absorbe parte de la energíadel fluido. El número de etapas se controla con la mag-nitud de la caída de presión en la válvula. El tamaño oprofundidad de las acanaladuras controla la capacidadde circulación.

Como las superficies de asentamiento no están expues-tas al fluido a alta velocidad, pueden mantener el cierrehermético del sistema de recirculación por largo tiempo.Y como no se necesita potencia eléctrica 0 neumática ex-terna, el sistema es de falla sin peligro, por lo cual la re-circulación siempre es suficiente para que no se sobreca-liente la bomba. El sistema puede controlar, prácti-camente, cualquier caída de presión.

Peter P. Van Blarcom es Gcren-te de Ventas de Productos de la Po-wcr D i v . , d e Y a r w a y C o r p . , B l u eBell, PA 19422. Antes de ingresar aYarway trabajó en la Industrial Div.,dc Armstrong Cork. Tiene título deingeniero mecánico de la Duke Uni-vcrsity, ha publicado numerosos ar-tículos relacionados con válvulas decontrol e indicadores de nivel de Ií-quido y es miembro de la ASME.

Sección IIIBombas de desplazamiento0.0posltlvo

Bombas reciprocantesBombas dosificadores de diafragmaSelección y aplicación de bombas rotatorias de desplazamiento positivoPrevención de la cavitación en bombas rotatorias de engranesAmortiguadores de pulsaciones para bombas reciprocantes

Bombas reciprocantes

Terry L. Henshaw, Unión Pump Co.

Las bombas reciprocantes (alternativas) se utilizan ennumerosas aplicaciones que exceden la capacidad de lasbombas centrífugas o rotatorias. Algunos servicios se po-drían efectuar con una centrífuga o rotatoria, pero a ex-pensas de un aumento en los requisitos de potencia y demantenimiento. Debido a los altos costos de la energía,la bomba de potencia, con su elevada eficiencia mecAni-ca, se utiliza cada vez más en muchas aplicaciones.

Una bomba reciprocante es de desplazamiento positi-vo, es decir, recibe un volumen fijo de líquido en condi-ciones casi de succión, lo comprime a la presión dedescarga y lo expulsa por la boquilla de descarga. En es-tas bombas se logra por el movimiento alternativo de unpistón, émbolo o diafragma.

La bomba reciprocante no es cinética como la centrí-fu g a y no requiere velocidad para producir presión,pues se pueden obtener presiones altas a bajas velocida-des. Esta es una de las ventajas de la bomba reciprocan-te en particular para manejar pastas aguadas abrasivasy líquidos muy viscosos.

En la bomba de potencia se hace alternar el elementode bombeo con una manivela o un cigüeñal. Esta bom-ba se mueve con un propulsor con eje rotatorio, comomotor eléctrico, de combustión interna o turbina.

La bomba de acción directa se impulsa con un fluido-motor por medio de presión diferencial. Como estas bom-bas, originalmente, eran para impulsarlas con vapor, co-mo la mayor parte de las bombas, se les llamaba bombade vapor, no porque bombearan vapor, sino porque éstelas impulsaba.

Desde hace bastantes años se han utilizado otros gasescomo fluidos-motores. El gas combutible que, en otra for-

ma, se enviaría con un regulador de presión para servi-cio de la planta, a menudo se envía a la bomba de accióndirecta para que funcione “gratis”. El aire comprimidose utiliza con frecuencia para impulsar bombas peque-ñas en servicios como pruebas hidrostáticas y dosifica-ción de productos químicos.

Razones para utilizar bombasreciprocantes

La justificación para seleccionar una bomba recipro-cante, en vez de una centrífuga o una rotatoria debe ser

21 de sephnbre de 1981

154 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

el costo; no sólo el costo inicial sino el costo total, inclusolos costos de energía y mantenimiento.

Algunas aplicaciones se prestan mejor para bombas re-ciprocantes. Los servicios típicos incluyen limpieza conagua a alta presión (20 gpm a 10 000 psig), inyección deglicoles (5 gpm a 1 000 psig), carga con amoniaco (40gpm a 4 000 psig). Otra aplicación en donde es casi obli-gatoria la bomba reciprocante es para pastas aguadasabrasivas o materiales muy viscosos a más de unas 500psig. Los ejemplos son desde pasta aguada de carbón has-ta mantequilla de cacahuate (maní).

La mejor característica de la bomba de potencia es sualta eficiencia, pues suele ser de 85 a 94 %. La pérdidade 10% incluye todas las que ocurren en las bandas, en-granes, cojinetes, empaquetaduras y válvulas.

&a característica de la bomba reciprocante es que laen-,futnción de la velocidad y es más o me-

ente,de la presión de descarga. Por ello,otencia de velocidad constante que muevepsig podrá manejar cerca de 100 gpm a

3 000 psig.La bomba de acción directa tiene algunas ventajas más

que la bomba de potencia. Se usa para aplicaciones conalta presión y bajo flujo. Las presiones de descarga sue-len ser ente 300 y 5 000 psig, pero pueden exceder 10 000psig. La capacidad es proporcional a la velocidad entreel punto “al freno” y la máxima, sin que importe la pre-sión de ahogo. La velocidad se controla con la estrangu-lación del fluido-motor. Suelen ser autocebantes, enparticular el tipo de bajo volumen del espacio de funcio-namiento.

En las bombas de acción directa casi no influyen las

condiciones desfavorables, como vapores corrosivos, puesno tienen cubierta de cojinetes, caja de cigüeñal o depó-sito de aceite, salvo las que necesitan un lubricador. Al-gunas bombas de acción directa que quedaron cubiertaspor una inundación accidental, han seguido funcionan-do sin efectos dañinos. Estas bombas son silenciosas, defácil mantenimiento y sus bajas velocidades y construc-ción fuerte les dan larga duración.

Las bombas de potencia y de acción directa, con co-nexiones y accesorios especiales para trabajo a baja velo-cidad se han empleado con buenos resultados para pastasaguadas abrasivas.

La baja eficiencia térmica de las bombas de acción di-recta suele, a veces, ser una ventaja. Cuando se las ac-

r Horizonta’ i

ciona con vapor, se pierde muy poco calor entre la entraday la descarga. La temperatura en el escape es la mismaque se obtiene con estrangulación. En los casos en quese estrangula vapor a alta presión a una presión más ba-ja para calentamiento, por ejemplo, para desaerear aguade alimentación de calderas, el vapor se puede utilizarpara mover una bomba de acción directa y el vapor enel escape se utiliza para el calentamiento. En este caso,el lado de potencia (anillos de pistón, válvulas, etc.) fun-ciona sin lubricación para que el vapor de la descargano contenga aceite.

Aplicaciones

Las aplicaciones típicas de las bombas reciprocantesson:

Carga deglicoles. El etilenglicol o el trietilenglicol se bom-bea a un absorbedor a unas 1 000 psig para eliminar lahumedad del gas natural. El glicol absorbe el agua, selo estrangula a presión atmosférica y se lo calienta paraeliminar el agua. Después, se enfría y se devuelve conla bomba al absorbedor. Para este servicio se utilizanbombas de potencia con motor y reciprocantes de accióndirecta.

Carga de aminas. La monoetanolamina, otras aminas ylos absorbentes patentados eliminan el sulfuro de hidró-geno y el dióxido de carbono del gas natural. Se bombeael absorbente hacia un absorbedor a unas 1 000 psig yproduce una acción similar a la de los glicoles. En las plan-tas grandes para tratamiento de gas se suelen utilizarbombas centrífugas; en las pequeñas, son más adecua-das las bombas de potencia propulsadas por motoreléctrico.

Petróleo pobre. El aceite para absorción se utiliza igualque los glicoles y aminas pero absorbe los hidrocarburoscomo butano, propano y etano del gas natural.

Inyección de agua salada. Un método que se utiliza mu-cho para la recuperación secundaria de petróleo y gas enlos campos casi agotados, es inundar los yacimientos conagua, por lo general, agua salada en pozos periféricos paraobligar a los hidrocarburos a moverse hacia el pozo cen-tral. En los campos pequeños se utilizan bombas de po-tencia.

Eliminación de agua salada. Se suelen utilizar bombas depotencia para bombear el agua salada a un pozo para eli-minarla.

Bombas reciprocantes-rAcción directa ~~~~~~]- Doble acción f~~~~ ~~~~

Fig. 1 Clasificación de las bombas reciprocantes

BOMBAS RECIPROCANTES 155

Evitadores de reventones. Los evitadores de reventones, hi-dráulicos, siempre están listos durante la perforación depozos de petróleo y gas para cerrar el pozo si se iniciael llamado reventón. La potencia hidráulica se aplica conbombas reciprocantes, con motor eléctrico o neumático.La presión normal de funcionamiento es entre 1 000 y3 000 psig.

Sistemas de oleoductosy gasoductos. Se utilizan bombas depotencia para inyectar amoniaco o hidrocarburos ligerosen estas tuberías. Se envían diversas pastas aguadas y pe-tróleo crudo en las tuberías con bombas de potencia depistón y émbolo.

Sistemas hidráulicos. Se utiliza un líquido hidráulico, co-rno aceite soluble y agua en laminadoras de acero y pe-tróleo diáfano (Keroseno) y aceite en las laminadoras dealuminio, para colocar los rodillos de las laminadoras yse emplean cilindros hidráulicos para mover el metal quese lamina. Estos sistemas de cargas con bombas de po-tencia con motor a una presión entre 1 000 y 5 000 psig.

Producción defertilizantes. Se utilizan bombas de poten-cia con prensaestopas especiales para bombear amonia-co a presiones hasta de 5 500 psig. Se utilizan bombasde potencia con extremos para líquido hechos de aceroinoxidable y prensaestopas especiales para bombear car-bamato de amonio a presiones hasta de 3 500 psig pa-ra la producción de urea.

Limpieza. El agua a presiones entre 7 000 y 10 000 psigenviada con bombas de potencia se utiliza para lavar equi-pos y estructuras.

Tambores deshidratadores. La bomba de acción directa,de mínima holgura es muy adecuada para bombear los

Bomba de potencia horizontal, quíntuplex

Bomba de pistón de doble acción,

dúplex, de acción directa

Fig. 2 Las bombas reciprocantes se puedenaccionar con un motor eléctrico o con fluido

hidrocarburos desde los tambores deshidratadores en lasrefinerías, debido a su velocidad variable y su baja carganeta positiva de succión NPSH.

Pruebas hidrostáticas. Se utilizan bombas de potencia yde acción directa para las pruebas hidrostáticas de equi-pos y sistemas. La bomba con émbolo de acción directaes muy adecuada para este servicio porque se “ahoga”a determinada presión y sólo bombea si falla la presión.

Pastas aguadas. Se emplean bombas de potencia y deacción directa par manejar pastas aguadas como mante-quilla de cacahuate, detergentes, plásticos, carbón y mi-nerales pulverizados en procesos y tuberías. Las presionespueden llegar hasta unas 10 000 psig y las temperaturasa unos 700°F.

Dosificacio’n. Se utilizan diversas configuraciones debombas de potencia y de acción directa para dosificar lí-quidos desde bombas grandes para tuberías con propul-sión de velocidad variable y también las hay pequeñas,de volumen controlado para inyectar cantidades preci-sas de productos químicos en la corriente de proceso.

Homogeneización. La leche y otros productos alimenti-cios y no alimenticios se homogeneizan para hacerlosuniformes y evitar la separación. Gran parte de la ho-mogeneización se logra al bombear el material con unabomba de potencia de émbolo hasta una alta presión y,luego, con la estrangulación con una 0 más válvulas es-peciales.

Desventajas de las bombas reciprocantes

Las bombas reciprocantes tienen ciertas desventajas yla más común es el flujo a pulsaciones; por ello, se debetener cuidado en el diseño del sistema. Más adelante eneste artículo aparece información al respecto.

En la mayoría de las aplicaciones los costos inicial yde mantenimiento de las bombas reciprocantes serán ma-yores que para las centrífugas 0 las rotatorias. La empa-quetadura típica en una bomba de potencia dura menosde tres meses, o sea mucho menos que un sello mecánicoen un eje rotatorio.

La bomba de acción directa tiene baja eficiencia térmicacuando se le impulsa con un gas como el vapor de agua.La eficiencia mecánica (fuerza de salida dividida entrela fuerza de entrada) es alta; pero, debido a que no tieneningún componente, como un volante, para almacenarenergía, el gas motor debe permanecer a la plena pre-sión de entrada en el cilindro durante toda la carrera; alfinal de la carrera se expande el gas hacia el tubo de es-1cape, pero no efectúa ningún trabajo durante la expan-sión. Por tanto, la energía térmica del gas se pierde porfricción. El consumo aproximado de vapor de estas bon-bas es de 100 lb/h por cada caballo hidráulico (hhp), esdecir, por cada caballo hidráulico producido en el extr e-mo de líquido, se necesitan unas 100 lb/h de vapor. Cuan-do el fluido-motor es gas natural o aire, el consumo esalrededor de 3 500 ft” estándar/(h) (hhp).

La mayoría de los problemas con las bombas recipro-cantes se pueden evitar con la selección de bombas quetrabajen a velocidades conservadoras, con diseño cuida-doso del sistema de bombeo y con métodos de manteni-

156 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

miento que conserven la aleación entre el émbolo y elprensaestopas.

Clasificación de las bombas

Las bombas reciprocantes, por lo general, se clasifi-can por sus características:

w Extremo de impulsión, es decir, potencia o accióndirecta.

I Orientación de la línea de.centros del elemento debombeo, es decir, horizontal o vertical.n Número de carreras de descarga por ciclo de cada.

biela, es decir, acción sencilla o doble acción.n Configuración del elemento de bombeo: pistón,

émbolo o diafragma.n Número de varillas o bielas de mando, es decir,

símplex, dúplex o múltiplex.En la figura 1 se presenta la clasificación en forma de

gráfica. En la figura 2 se ilustran dos tipos de bombasreciprocantes. En las figuras 3 y 4 aparecen cortes trans-versales de bombas de potencia y de acción directa, res-pectivamente.

El tamaño de una bomba de potencia se indica prime-ro con el diámetro del émbolo o pistón y después la lon-gitud de la carrera; en Estados Unidos se da en pulgadas.Por ejemplo una bomba designada 2 x 3 tiene émbolode 2 in de diámetro y 3 in de carrera. En las bombas deacción directa se emplea el mismo sistema, excepto queel diámetro del pistón de mando va antes que el diáme-tro del elemento en el extremo del líquido. Por ejemplo,

Extremo del líquido4 1 c Extremo de Potencia

Extremo de impulsión Extremo de líquido

Pist6n de doble acción, dúplex

Fig. 4 En las bombas de acción directa se utilizaun fluido motor para impulsar el pistón desdeuna biela común

una bomba designada 6 x 4 x 6 tiene pistón de mandoo impulsión de 6 in de diámetro, pistón para líquido de4 in de diámetro y carrera de 6 in.

Componentes del extremo del líquido

Todas las bombas reciprocantes tienen uno o más ele-mentos de bombeo (pistón, émbolo o diafragma) que al-ternan hacia dentro y afuera de las cámaras de bombeopara producir su acción. Cada cámara incluye, cuandomenos, una válvula de succión y una de descarga. Estas

Botel lafí? #j d e succibn

-

Extremo del Iíouido- Extremo de potencia

Pistón dúplex

Gasa Pumps, lnc.

Extremode l íqu ido (

Émbolo, acción sencilla

Ingersoll-Rand Co.

Fig. 3 Las bombas de potencia tienen motor elktrico para el propulsor y pueden ser horizontales o verticales

BOMBAS RECIPROCANTES 157

son válvulas de retención que se abren por la presión di-ferencial del líquido y la mayor parte de ellas están bajocarga de resorte.

El extremo del líquido es la parte de la bomba en quese efectúa el bombeo. Los componentes comunes en to-dos ellos son el cilindro para líquido, el elemento de bom-beo y las válvulas.

El cilindro para líquido es la pieza que retiene la pre-sión en el extremo para líquido y es la parte más impor-tante de la cámara de bombeo. Suele incluir o soportara todos los demás componentes del extremo del líquido.

Un pistón (Fig. 5a) es un disco plano, cilíndrico, mon-tado en una biela y suele tener algún tipo de anillos se-lladores. Un émbolo (Fig. 5b) es una varilla lisa y en suconfiguración normal sólo puede ser de acción sencilla.Cuando se emplea pistón, los elementos selladores semueven; cuando se emplea émbolo, son estacionarios. Unpistón debe sellar contra un cilindro o camisa dentro dela bomba. El émbolo sólo debe sellar en el prensaestopasy sólo toca la empaquetadura y, quizá, los bujes (casqui-llos) del prensaestopas.

La bomba de pistón suele tener una camisa reempla-zable que absorbe el desgaste de los anillos del pistón.En las bombas de émbolo no se requiere esa camisa, por-que el émbolo sólo toca el prensaestopas.

El sellamiento entre la cámara de bombeo y la atmós-fera se logra con un prensaestopas (Fig. 5c), que incluyeanillos de empaquetadura que se adaptan y sellan contrael DI del prensaestopas y la biela.

8. Pistón

b. Émbolo

c. Prensaestopas

Fig. 5 Componentes para el extremo de líquido

de bombas reciprocantes

a. Wlvuia guiada con aletas y asiento

b. Conjunto de disco y v8lvula

c. Conjunto de disco y vhwla

Fig. 6 Vblvulas para bombas reciprocantes

Si hay que inyectar un lubricante, líquido sellador olíquido para lavado en el centro de la empaquetadura,se necesitan un anillo de cierre hidráulico o una jaula desello. El anillo produce un espacio anular entre los ani-llos de empaquetadura para que el líquido inyectadocircule con libertad hasta la superficie de la biela.

Las válvulas de la bomba reciprocante se abren por lapresión diferencial del líquido y son del tipo de retención,de una gran variedad de formas, como de bola, hemisfé-rica, de disco y de asientos cónicos (Fig. 6).

158 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Empaquetaduras para bombas

El principal problema de mantenimiento en casi todaslas bombas reciprocantes está en la empaquetadura. Aun-que la duración de una empaquetadura normal (están-dar) en una bomba de potencia es de unas 2 500 h, enalgunas instalaciones con prensaestopas especiales se hanlogrado más de 18 000 h, con presión de descarga hastade 4 000 psig.

Una corta duración de la empaquetadura puede sercausa de: 1) empaquetadura incorrecta para la aplicación,2) lubricación insuficiente, 3) desalineación del émboloo la biela con el prensaestopas, 4) émbolo, biela, cavi-dad o bujes del prensaestopas gastados, 5) empaqueta-dura muy apretada o muy floja, 6) alta velocidad o altapresión, 7) temperatura alta o baja del líquido, 8) fric-ción excesiva, por demasiadas empaquetaduras, 9) la em-paquetadura funciona en seco porque la cámara debombeo está llena de gas, 10) condiciones de choque porgas arrastrado o cavitación, resorte de válvula roto o de-ficiente o problemas con el sistema, ll) sólidos en el lí-quido bombeado, cuerpos extraños o lubricante, 12)instalación o asentamiento inicial incorrecto de la empa-quetadura, 13) formación de hielo por líquidos volátilesque refrigeran y forman cristales de hielo al escapar a laatmósfera o por bombear líquidos a temperaturas meno-res de 32%.

Las condiciones anteriores de corta duración de laempaquetadura pueden indicar problemas en otro lugaren la bomba o en el sistema.

Para obtener un bajo volumen de fugas o escurrimien-to, la holgura entre el émbolo o la biela y la empaqueta-dura debe ser nula. Esto requiere que los anillos selladoressean blandos y flexibles. Como la empaquetadura es fle-xible, se puede escurrir en los espacios libres del pren-saestopas, en especial entre el émbolo y el buje delimpulsor. Si el buje no produce una barrera eficaz, seextruirá la empaquetadura y aumentarán las fugas.

Un juego de anillos de empaquetadura cuadrados oen V sufrirá una gradiente de presión durante el funcio-namiento (Fig. 7). El último anillo de la empaquetaduracontiguo al buje del prensaestopas es el que tendrá la má-xima carga axial, lo cual producirá mayor deformación,sellamiento más hermético y, por ello, la máxima caídade presión. Por tanto, la abertura entre el émbolo y elbuje debe ser lo bastante pequeña para evitar la extru-sión de la empaquetadura. La mayor parte de las fallasde empaquetaduras se originan en este punto crítico delsellamiento.

Debido a que el último anillo de la empaquetadura esel más crítico efectúa la mayor parte del sellamiento ygenera mucha fricción, requiere más lubricación que losotros. En las empaquetaduras no lubricadas (Fig. 7) esteanillo necesita la superficie del émbolo para arrastrar par-te del líquido bombeado de retorno para tener enfriamien-to y lubricación. Para maximizar la duración de laempaquetadura, la altura total de la pila de anillos nodebe ser mayor que la longitud de la carrera de la bom-ba. La corta duración de la empaquetadura se ha debidoal funcionamiento sin lubricación de prensaestopas equi-pados con anillos de cierre hidráulico, en especial en bom-

Presibn de

Atmósfera

Mater ia l bombeado

:,’

::

Garganta Empaquetahacuadrada

\ \ \ ‘1, Seguidor del’\ \ casquillo

\\ Punto críticode sellamiento

Fig. 7 Gradiente de presión a través de la

empaquetadura

bas con carrera corta de unas 2 in. El anillo de cierre enel centro de la empaquetadura, a veces, hace que la altu-ra de ella sea mayor que la longitud de la carrera.

Como el último anillo de la empaquetadura necesitamás lubricación que los otros, si se lubrica desde el ladoatmosférico es más eficaz que la inyección de aceite a unanillo de cierre colocado en el centro de la empaqueta-dura. Se debe tener cuidado de que el lubricante lleguea la superficie del émbolo y lo bastante cerca del últimoanillo, de modo que la carrera del émbolo arrastre al lu-bricante debajo del anillo. Si el lubricante gotea hacia elémbolo en el frente de la empaquetadura, quizá la ca-rrera del émbolo no sea suficiente para llevar el lubricantedebajo del último anillo.

Debido a que el último anillo de la empaquetadura esel que más se deforma, es el que mejor se adapta a lasirregularidades en la cavidad del prensaestopas. Por tan-to, cuando se aprieta la empaquetadura, la mayor partede la fuerza se absorbe en el último anillo con lo cual se-lla con más fuerza contra el prensaestopas y el vástago.Muy poca fuerza de la empaquetadura se transmite a losanillos internos.

Por tanto, el anillo inferior de la empaquetadura sedebe asentar con firmeza durante la instalación, con unavarilla de punta plana o una pila de bujes de prensaes-topas. Una vez armado el prensaestopas e instalado elémbolo, pero antes de llenar el extremo para líquido, esaconsejable apretar ligeramente la empaquetadura conla llave especial. Si se deja que las empaquetadurasasienten con la carga aplicada, la mayor parte de ellasfluirán y se adaptarán al prensaestopas y al émbolo. Seencontrará que después de unos 10 minutos se puedevolver a apretar la empaquetadura. Esto se debe repetirdos o tres veces o hasta que ya no se pueda apretar másel anillo. Después, hay que aflojar por completo la em-paquetadura y dejar que se ensanche durante 10 ó 15

BOMBAS RECIPROCANTES 159

lo penetra ti en el Bmbolo

Buen diio.Pare agua frle y liquido8 de lubricidad comparable. Le longitudtotal de empaquetedure deba ser menor que le cerrera total delBmbolo pere moier bii el último de le empaquetadura con el llquid bombeedo.

a. Prensaestopas estbndar sin lubricación

/\ El último anillo hace casi todo

Buen dieeflo. el sellado y apriete m8e el Bmbolo

Le mayor parte del lubricante ee ve hacia el liquido.

lubricante el Bmbolo en ladoatmoef6rico de

Puede ser cuadrado, en V 0 no ajueteble.

b. Prensaestopas estdndar lubricado

-

’ El último anillo hace ceei todo el

Buen dieaflo. sellado y apriete m6s en el Bmbalo

Pone lubricante bajo el Stimo anillo, donde m8e SB necesita.Permite user lubriceci6n e ba je preei6n y por goteo. Escapemuy poco lubricante el Ilquido. Puede ser cuadrado, en V ono ejueteble.

c. Prensaestopas lubricado opcional

) Purga e punto de be@ preei6n

Un sol0 anillo. I’ ’ Se deecarge mecdnicamente. Lemucha carga única carga ea le ba je presión.

Menores fricci6n y temperaturas que unidad de figura Bd.MBs duración de empaquetadura y Bmbaloe.No se puede ajustar empaquetadura secundaria pare compensar deweete

e. Estopero modificado para permitir purga

- Lubricante el Bmbolo en ledo

atmoef&ico de empaquetadura

-

La celda total de presibn eae trav6s de est unto de ba je presión

L - - - L L - - LOS tres enilloe con plena carga

Alta fricción produce calor exceeivo.mech~ica; aprieten mucho en el Bmbolo.

Corte dureci6n de empaquetadura y (mbolos.Apliicación incormcte del eetopwo eet&lder.

d. Estopero estándar para purgar liquido bombeado

Cilindro IfquidO*.

Buje .__garganta

,/ Ceequillo de estopero

E m b o l o/’

Fugas mlnimee Limkedo e eervicio intermitentes Ajuste autom&ico

f. Empaquetadura con anilios en V con resorte, no lubricada

Casquillo grande ajusta,. empequetedure primaria

-

Casquillo pequeflo ajustaempaquetadura secundaria

‘, El último anillo hace casi todo ellelte preei6nl , Empaquetadura secundaria

Eete anillo hace ceeí todo el sellosellado y apriete mis en el Bmbolo

(baja presall

Buen dieeilo, larga duraci6n. fuges minimes. El m& ueuel pere elte preei6n crítica.

Pone lubricante bajo el último anillo. donde mds se necesita. Permite ajuste independite de empaquetadura primaria

Permite uear lubricación e baja presi6n y por goteo. y secundaria. El ajuste requbre un operario experto.

Ajuste autom8tico.Empaquetadura secundaria complete.

g. Empaquetadura con anillos V con resorte, lubricadaLubricack5n positiva de empaquetadura. Larga duración de empaquetadura y BmboloFugas externas insignificantes. Excelente pera líquidos vol8tiles.

Purga e ponto de bajah. Prensaestopas de dos casquillos, lubricado

presi6n Isucci6nl fr- Inyecci6n de lubricante

A

Le lubricación es opcional.

J. Prensaestopas sin casquillo conempaquetadura cuadrada con resorte

bptimo disefio pare casi todos loe servicios critico8 de alta presi6n.Combine lo mejor de estopero doble y empaquetadura con resorte.Fugas minimes, larga duración, ajuste automi5tico.

i. Empaquetadura en thndem con purga y lubricación

Fig. 8 Diseños de prensaestopas de bombas reciprocantes para líquidos de proceso de muchas características

160 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

minutos y volver a apretarla con los dedos, sin utilizaruna llave. Ya se pueden abrir las válvulas de corte yde.jar entrar el líquido a la bomba.

Si se remoja la empaquetadura en aceite antes de ins-talarla, se tendrá mejor asentamiento inicial y mayorduración.

Durante las primeras horas de funcionamiento de labomba después de cambiar la empaquetadura, hay quevigilar la temperatura del prensaestopas. Es normal quealgunos funcionen más calientes que otros, hasta 50°Fmás que la temperatura de bombeo. Sólo si se excede latemperatura máxima especificada para la empaqueta-dura, habrá que tomar medidas para reducir la tempe-ratura de la caja.

El mejor lubricante en la mayor parte de las instala-ciones que tienen lubricadores para el prensaestopas esel aceite para cilindros de vapor, que está compuestocon sebo lo cual le da adherencia en la superficie del ém-bolo y es ideal para proveer una cuña de lubricante en-tre el émbolo y la empaquetadura.

El concepto de que las altas presiones de descargarequieren más anillos de empaquetadura y que cuandomayor sea el número de ellos más durarán, quizá hayasido válido en máquinas de carrera larga y baja veloci-dad, pero no es aplicable en algunas bombas de poten-cia. Salvo que tengan abundante lubricación, un mayornúmero de anillos produce calor adicional por friccióny arrastra el lubricante de la superficie del émbolo, con

Tiempoa. Simplex

g 1 0 0D e

.O2 0

l a d o A

ITiempo

b. DúplexFig. 9 Velocidades de flujo en bombas reciprocantes

de acción directa de doble acción

lo cual algunos anillos no tienen lubricante. En muchasbombas para inyección de agua salada que trabajabana presiones mayores de 4 000 psig, Chesney’ informóque la duración de la empaquetadura era de sólo dos se-manas cuando se intalaban 12 anillos en cada prensaes-topas. Con tres anillos en cada prensaestopas, la dura-ción aproximada fue de seis meses.

Prensaestopas

En la figura 8 se ilustran los diseños de prensaestopas,incluso los tipos estándar sin lubricación y algunos siste-mas de lubricación y purga para minimizar las fugas yprolongar la duración de la empaquetadura.

Un importante adelanto han sido las empaquetadurasbajo carga de resorte. Aunque este sistema se ha conoci-do desde hace más de veinte años y un fabricante ya loutilizaba desde entonces, ahora ha logrado mayor ‘In-terés.

La carga de resorte se aplica casi exclusivamente enlos sellos y empaquetaduras en “V” (cheurones) perotambién funciona con anillos cuadrados. El resortesiempre debe estar en el lado de presión de la empaque-tadura y se pueden utilizar diversos tipos, como una solaespiral grande, espirales múltiples, arandelas ondula-das, muelles Belleville y una arandela gruesa de caucho.La carga necesaria en el resorte es pequeña en compara-ción con la fuerza que aplica el líquido en la empaqueta-dura. La función principal del resorte es aplicar unapequeña precarga para ayudar a asentar la empaqueta-dura y mantener a todos los bujes y anillos en su lugardurante el funcionamiento.

Las empaquetaduras con carga de resorte tienen mu-chas ventajas, por ejemplo:

w No requieren ajuste del casquillo; sólo hay queapretarlo hasta que llegue a fondo y fijarlo. Esto eliminauna de las mayores variables en la duración de la empa-quetadura, o sea la pericia del operario.n Permiten la dilatación. Si se dilata la empaqueta-

dura por el calor fricciona1 durante el asentamiento ini-cial, el resorte permite la dilatación.n Compensan el desgaste. Cuando se desgasta la em-

paquetadura, ocurre ajuste automático dentro del pren-saestopas. Se elimina el problema de transmitir la fuerzaa través del anillo superior de la empaquetadura duran-te el ajuste.n Producen una cavidad. La cavidad en el resorte es

un espacio anular para la inyección de líquido limpiocuando se trabaja con pastas aguadas.

w Si el diseño de la bomba lo permite, se puede eli-minar el casquillo. El prensaestopas, si es un componen-te separado, se puede desarmar y armar en el banco detrabajo (Fig. 8j).

Las ventajas de la empaquetadura bajo carga de resor-te se relacionan con la cavidad producida por el resorteo muelle. Dado que esta cavidad tiene comunicación di-recta con la cámara de bombeo, el volumen de despejoadicional puede reducir la eficiencia volumétrica si el ma-terial bombeado tiene suficiente compresibilidad. En estacavidad también se acumulan los vapores. Si el diseño de

BOMBAS RECIPROCANTES 161

la bomba no incluye respiración en esa zona puede ocu-rrir reducción en la eficiencia volumétrica.

La empaquetadura bajo carga de resorte es el equiva-lente, en las bombas reciprocantes, de los sellos mecáni-cos para ejes o árboles rotarios. Tienen pocas fugas,larga duración y se eliminan los ajustes. Los juegos deempaquetadura se pueden colocar en “tándem” con so-porte independiente para tener reducción escalonada dela presión o para atrapar las fugas de la empaquetaduraprimaria que no pueden escapar a la atmósfera.

Material del émbolo

El émbolo, después de la empaquetadura, es el com-ponente que necesita reemplazo más frecuente. La altavelocidad del émbolo y la carga de fricción de la empa-quetadura desgastan la superficie. A veces, se endure-cen los émbolos para darles más duración; un métodomuy común es aplicarles un revestimiento duro de cro-mo, diversas cerámicas, y aleaciones a base de níquel ode cobalto. Las características deseadas en el revesti-miento son dureza, tersura, gran resistencia del ligado,resistencia a la corrosión y bajo costo, pero ningún re-vestimiento las incluye todas.

Los revestimientos cerámicos son más duros que losmetales, pero son quebradizos, porosos y a veces tienenbaja resistencia de ligado y su porosidad reduce la dura-ción de la empaquetadura. La adición de partículas du-ras como carburo de tungsteno en las aleaciones deníquel o cobalto que son menos duras, aumenta la dura-ción del émbolo a expensas de menor duración de la em-paquetadura.

Componentes del extremo de potencia

El extremo de potencia de la bomba es donde está ins-talado el propulsor (Fig. 3). Su función es convertir elmovimiento rotatorio de la máquina motriz en movi-miento alternativo en el extremo para líquido. El com-ponente principal del extremo de potencia es el bastidorque soporta todas las demás piezas motrices y, por lo ge-neral, el extremo de líquido. El segundo componenteprincipal en el extremo de potencia es el cigüeñal o a ve-ces un árbol de levas. La función del cigüeñal en la bom-ba de potencia es la misma que en un motor decombustión, excepto que la aplicación de energía es ensentido opuesto.

Los cojinetes principales soportan el eje o árbol en elbastidor de potencia. La biela se impulsa con un codoo muñón del cigüeñal en un extremo e impulsa una cru-ceta en el otro. La cruceta sólo tiene movimiento alter-nativo y el cigüeñal sólo movimiento rotatorio y losconecta la biela.

Aunque la cruceta es similar en construcción y movi-miento a un pistón en un motor de combustión internaestá montada en una biela corta o bieleta y el segundoextremo de ella está conectado en la biela del émbolo odel pistón.

La función del extremo de potencia en la bomba deacción directa es convertir la presión diferencial delfluido-motor en movimiento alternativo en el extremo

del líquido. El extremo de potencia es de construcciónsimilar al del líquido e incluye un pistón de doble accióny válvulas. La diferencia principal es que el acciona-miento de las válvulas es mecánico mediante un sistemade control que detecta la ubicación del pistón para hacerque la válvula invierta el flujo del fluido-motor cuandoel pistón llega al final de su carrera.

El componente principal en el extremo de potencia esel cilindro de impulsión o potencia, que forma la mayorparte del límite para la presión y soporta a las otras pie-zas. Al contrario que en el extremo de potencia, este ci-lindro no soporta el extremo del líquido.

Características del flujo

Cuando el elemento de bombeo se retrae de la cámarade bombeo, el líquido que hay dentro de ella se expandey se reduce la presión. Como la mayor parte de los líqui-dos no son comprensibles, se requiere muy poco movi-miento del elemento para disminuir la presión. Cuandola presión disminuye lo suficiente a menos de la presiónde succión, entonces la presión diferencial (o sea la pre-sión de succión menos la presión en la cámara) empujala válvula de succión y la abre. Esto ocurre cuando elelemento se mueve con lentitud, por lo cual la válvulaabre en forma gradual y suave según aumenta la veioc,-dad del elemento. Después, el líquido circula por la vál-vula y sigue al elemento en su carrera de succión.Cuando el elemento desacelera cerca del final de su ca-rrera, la válvula de succión vuelve a su asiento en formagradual y cuando se detiene el elemento, se cierra la vál-vula.

Después, el elemento invierte su movimiento y em-pieza su carrera de descarga. Se comprime el líquidoatrapado en la cámara de bombeo hasta que la presiónen la cámara excede la presión de descarga en una canti-dad suficiente para empezar a separar la válvula de des-carga en su asiento; la acción de esta válvula es la mismaque la de succión.

La velocidad de flujo de una bomba símplex de dobleacción, de acción directa, se ilustra en la figura 9a. Lavelocidad del líquido que entra y sale de la bomba caea cero, dos veces por ciclo de bombeo. La bomba aceleracon rapidez hasta su velocidad máxima, la mantiene ydesacelera cerca del final de la carrera.

La velocidad de flujo en la bomba dúplex de doble ac-ción, de acción directa, es casi constante (Fig. 9b). Unlado se pone en marcha antes de que se detenga el otroy el traslapo que se produce, con las válvulas bien ajus-tadas, produce un flujo suave en los tubos de succión ydescarga.

En la bomba símplex de acción directa, se ajusta laválvula deslizable en el extremo de potencia para cam-biar la longitud de la carrera. Si la válvula se desplazaantes de tiempo se reduce la longitud de la carrera; amenudo, la inversión de la carrera es tan rápida queocurre un choque hidráulico.

Esto no ocurre en una bomba dúplex. Cada pistón deimpulsión controla la válvula del otro pistón. Esto redu-ce el movimiento muerto en el mecanismo de válvulas

162 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

y hace que el segundo lado empiece a funcionar más’pronto, pero no altera la longitud de carrera en ningunode los lados. La longitud de carrera en la bomba dúplexse determina por la cantidad de amortiguación en cadaextremo de cada cilindro. En las bombas grandes, a ve-ces se instalan válvulas amortiguadoras para regular lalongitud de la carrera y ésta no es ajustable.

En una bomba de potencia, la velocidad del elemento(pistón, émbolo o diafragma) varía más o menos deacuerdo con el seno del ángulo del muñón o codo del ci-güeñal. Sería una función senoidal perfecta si la longi-tud de la biela fuera infinita. Dado que la velocidad dellíquido en la tubería es proporcional a la velocidaddel émbolo se puede trazar como porcentaje del prome-dio (Fig. 10).

En la bomba dúplex de acción sencilla, los codos delcigüeñal están desplazados 180°, por lo cual no hay tras-lapo de las carreras de succión o descarga. Esto produceel perfil ilustrado y la velocidad varía entre cero y 160 %de la velocidad promedio, dos veces por revolución.

Cuando se agrega un solo elemento de bombeo ocurreuna reducción importante en la velocidad. La bomba depotencia tríplex tiene los codos de cigüeñal desplazados120’ y el taslapo de 60’ hace que dos elementos descar-guen o succionen líquido en forma simultánea la mitaddel tiempo. Por ello, el perfil resultante de velocidad esla suma de las tres ondas senoidales traslapadas, perodeformadas. La variación en eficiencia es sólo 25% dela promedio, la velocidad máxima es 82% de la veloci-dad promedio y la máxima es de 107 % . Para una capa-cidad promedio de 100 gpm los tubos de succión ydescarga tendrían capacidades mínimas de 82 gpm ymáximas de 107 gpm.

Una bomba tríplex produce seis impulsos por revolu-ción, debido a las jorobas que ocurren durante el trasla-

Dúplex, acción sencilla

J . __ Triplex, acci6n sencilla3 IU/5 1 0 02e 8 2

3

2$ 1 0 2 9 5

0 9 0 180 2 7 0 3 6 0

Rotac ión de l c igüeña l , g rados

Estas cuwas son aproximadas y representan bombas con bielade longitud igual a cinco veces el mufión del cigüefial

Fig. 10 Curvas de flujo para bombas de

potencia reciprocantes

po de dos elementos de bombeo. Las bombas cuádru-plex rara vez se fabrican porque el perfil resultante develocidad, con sus codos desplazados 90°, tiene mayorvariación que en la tríplex.

La bomba quíntuplex tiene los codos del cigüeñal des-plazados 72O con lo cual hay dos o tres elementos trasla-pados en todo momento. La velocidad sólo varía un 7 %(5 % por abajo y 2 % por arriba de la velocidad prome-dio). Igual que en las tríplex, el número de impulsos porrevolución es el doble del número de elementos de bom-beo. Las bombas de potencia se construyen también consiete y nueve elementos de bombeo y sus variaciones develocidad son de 4 % y 2 % .

En resumen, las variaciones en la velocidad de lasbombas de potencia son:

No. de elementos Variación ende bombeo de Tipo de la variación,acción sencil la bomba 7%

2 Dúplex 1603 Tríplex 255 Quíntuplex 77 Séptuplex 4

9 Nónuplex 2

Al comparar estas cifras, se podría creer que la bom-ba tríplex produciría variaciones en la presión de alre-dedor de ll6 parte de la dúplex y la quíntuplexalrededor de 1/3 parte de las de la tríplex. En realidad,si el flujo fuera totalmente turbulento y la fricción el úni-co factor que influyera en la presión, entonces las rela-ciones de variación de presión serían el cuadrado deestas fracciones en funcionamiento a baja velocidad. Es-to no ocurre con velocidades moderadas porque inter-viene la carga de aceleración.

Carga de aceleración

Debido a que la circulación en los tubos de succión ydescarga no es constante, tiene que acelerar y desacele-rar cierto número de veces por cada revolución del ci-güeñal. Dado que el líquido tiene masa y, por tanto,inercia se requiere para producir la aceleración y retor-na al sistema al ocurrir la desaceleración. Sin embargo,se debe preveer suficiente exceso de presión para acele-rar el líquido en el lado de succión de la bomba y evitarla cavitación en el tubo de succión, en la cámara debombeo o en ambos.

La aceleración se puede entender con más claridad sise cambian las escalas en la curvas de flujo (Fig. 10). Sise modifica la abscisa de “grados de rotación del cigüe-ñal” a “tiempo” (para lo cual se divide entre 360 y re-voluciones por minuto) y se cambia la ordenada a“velocidad en el tubo”, en vez de velocidad relativa almultiplicarla por la velocidad promedio, se tiene un tra-zo de velocidad contra el tiempo en los tubos de succióno de descarga.

Para determinar la aceleración se mide la pendientede las curvas de velocidad. Por ejemplo, la aceleraciónmáxima en la bomba dúplex ocurre dos veces por revo-lución o sea a Oo y 180’ de la rotación del cigüeñal. La

BOMBAS RECIPROCANTES 163

bomba tríplex produce máxima aceleración a los 60°,180’ y 300° de rotación.

Se podría calcular la masa del líquido en el tubo desucción, su aceleración y la fuerza requerida y convertir-las a presión 0 energía por masa unitaria. Por fortuna,ya se ha hecho en las normas del Hydraulic Institute*,en las cuales se obtiene:

h, = LVNC/kg

en donde h, = carga de aceleración, ft de líquido quese bombea; L = longitud real (no equivalente) del tubode succión, ft; V = velocidad del líquido en el tubo desucción, ft/s; N = velocidad de rotación del cigüeñal,rpm; C = constante que depende del tipo de bomba;k = constante que depende de la comprensibilidad dellíquido y g = constante de la gravedad, 32.2 ft/s2. Losvalores numéricos de las constantes C y k son:

Tipo de bombaDúplex, acción sencillaTríplexQuíntuplexSéptuplexNónuplex

Compresibilidad del líquidoLíquidos no compresibles, como

el agua desaereadaLa mayor parte de los líquidosLíquidos compresibles como

el etano

Constante, C0.2000.0660.0400.0280.022

Constante, k

1 . 41.5

2.5

Ejemplo: Una bomba tríplex con émbolo de 3 in dediámetro y 5 in de carrera funciona a 250 rpm y bombea109 gpm de aceite pobre con una densidad relativa de0.78. La tubería de succión es un tramo de tubo cédu-la 40 de 6 in de diámetro y 40 ft de longitud. En los 40ft está incluida la longitud real (no la longitud equiva-lente) de codos y tes. Determínese la carga de acelera-ción.

Se calcula que la velocidad en el tubo de succión esde 1.2 1 ft/s y se hará un cálculo conservador al dejar quek = 1.5. Por tanto, al sustituir los valores correspon-dientes en la ecuación (1) se encuentra:

ha

= 40(1*21)(25W.O66) = 16 5 ft1.5(32.2)

Por tanto, se requiere una carga de 16.5 ft para acele-rar la columna de 40 ft de líquido. Al convertir esta car-ga a unidades de presión se obtiene:

h,(S.G.)paz-=

16.5(0.78)2.31 2.31

= 5.6 psi

La ecuación (1) no es lo bastante amplia para com-pensar factores como la elasticidad del sistema y la velo-cidad de una onda de presión en el líquido. Por ello, sólose recomienda para tubos de succión cortos y no elásti-cos. Si se utiliza la ecuación para tubos de succión demás de 50 ft, es probable que se tengan resultados in-exactos.

Si dos o más bombas funcionan en paralelo con un tu-bo común de succión, para calcular la carga de acelera-

ción para el tubo común se supone que todas las bombasestán en sincronía 0 sea que funcionan como si fueranuna sola bomba grande. Se suman las capacidades detodas las bombas para determinar la velocidad en la tu-bería.

Miller3 informó que sus pruebas mostraron que lacarga de aceleración era mucho menor que la calculadacon la ecuación (1). Algunas instalaciones han tenidofuncionamiento satisfactorio con una carga neta positivade succión, NPSH, mucho menor que la indicada .comonecesaria en la ecuación (1). Por otra parte, tambiénhay algunas instalaciones en las cuales la NPSH requeri-da concuerda con la ecuación (1).

No se conoce la razón de esta discrepancia, peroquizá se deba a que se libera gas o aire en el tubo de suc-ción. Cualquier gas arrastrado en el líquido o acumula-do en un punto alto en la tubería de succión tiende aabsorber las pulsaciones de la bomba y reduce la cargade aceleración.

Algunos usuarios de bombas han informado que losestabilizadores de succión, que también se destinan a se-parar y acumular el gas, han requerido respiraciónperiódica. Si el estabilizador no hubiera estado en la tu-bería de succión, el gas habría entrado a la bomba y oca-sionado funcionamiento de choque o en un casoextremo, hacer que una o más cámaras de bombeo estu-vieran cerradas por el gas. Sin el estabilizador, la agita-ción en la tubería de succión habría sido más grande yse habría liberado más gas. Los choques de presión oca-sionados por la entrada de gas pueden producir la fallade la bomba y componentes del sistema.

Cualquier característica del sistema de succión quetienda a absorber los impulsos de la bomba reducirá lacarga de aceleración. En tal caso, el estabilizador de suc-ción es ideal en los sistemas que tienen excesivas cargasde aceleración o gases arrastrados en el líquido. Si el es-tabilizador se instala y mantiene de acuerdo con las nor-mas del Hydraulic Institute2, reducirá la longitudefectiva de la tubería de succión de la ecuación (1) aalrededor de 10 diámetros del tubo, es decir, que con untubo de succión de 6 in, L sería de unas 60 in o sea 5ft. Esto daría, para el ejemplo, una carga calculada deaceleración de 0.7 psi.

Carga neta positiva de succión

La carga neta positiva de succión, NPSH, se definecomo la diferencia entre la presión de succión y la pre-sión de vapor, medida en la boquilla de succión con labomba en marcha. En una bomba reciprocante, se ne-cesita la NPSH para separar la válvula de succión de suasiento y para contrarrestar las pérdidas por fricción yla carga de aceleración en el extremo de líquido.

Debido a que una parte importante de la NPSH re-querida (NPSH)R se emplea para abrir la válvula, enparticular a baja velocidad de la bomba y debido a quees un requisito de presión más bien que de carga, la(NPSH)), en una bomba reciprocante se suele expresaren unidades de presión. Por ejemplo, si una bomba depotencia requiere 2 psi de NPSH (4.6 ft) cuando bombeaagua, también requerirá 2 psi de NPSH para bombear9.2 ft de propano.

164 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

La figura ll facilita entender la (NPSH), y la acciónde las válvulas de una bomba reciprocante. Las curvasson para una bomba de potencia tríplex, horizontal, concarrera de 3 in y válvula de succión de funcionamientovertical; las válvulas tienen aletas de guía y son grandesen relación al diámetro del émbolo: entonces, la superli-cie para flujo en el asiento de la válvula es más o menosigual que la superficie del émbolo.

Como el eje de las válvulas de succión está vertical,puede funcionar sin resorte si la bomba está a baja velo-cidad. Las curvas A y B indican los requisitos de NPSHpara dos émbolos de diámetro diferente probados en elmismo extremo de líquido y sin resortes en las válvulasde succión. La NPSH con émbolo de 1 718 in de diáme-tro y a 100 rpm es sólo 0.7 psi (1.6 ft de agua), o sea me-nos que en la mayoría de las centrífugas. La (NPSH),para el émbolo de 2 1/2 in a 180 rpm es de 1.2 psi.

La velocidad de la bomba en esta configuración estálimitada por la capacidad de la válvula de succión defuncionar al mismo ritmo que el émbolo. Como no hayresorte que empuje la válvula contra su asiento, sólo ac-túa la gravedad para cerrar la válvula en contra del lí-quido de entrada. Si la bomba trabaja a muchavelocidad, la válvula todavía no habrá asentado cuandoel émbolo invierta su carrera y empiece a entrar de nue-vo en la cámara de bombeo. Entonces, el líquido tendráun flujo inverso momentáneo, por el asiento y la válvulacerrará de golpe y enviará una onda de choque hacia elmúltiple y tuberías de succión. En ese momento, el ém-bolo se mueve a una velocidad finita pero la válvula dedescarga sigue cerrada. La presión en la cámara debombeo excederá muy pronto de la de descarga y la vál-vula de descarga se levantará de su asiento. Se transmi-tirá una onda de choque desde la cámara de bombeo,por el múltiple de descarga hacia la tubería de descarga.

La inercia de la válvula de descarga la moverá másallá de su punto neutral y habrá exceso de comprensióndel resorte. Cuando se detiene la válvula de descarga elresorte trata de volverla a su posición neutral pero lainercia la mueve otra vez más allá y hace que la presiónen la cámara tenga un ligero aumento. Esa oscilación de

Fig. 1

6

5

velocidad mhxima recomendad

0 1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0Ve loc idad de le bomba, rpm

1 La carga de las válvulas influye

en la íNPSHIR

la válvula de descarga se amortigua y anula con rapidez.Todo lo anterior ocurre en una fracción de segundo, pe-ro se puede medir con un transductor de presión en lacámara de bombeo y exhibirlo en un osciloscopio de ra-yos catódicos.

Las líneas verticales en los extremos de las curvas Ay B (Fig. 11) indican velocidades seguras dentro del in-tervalo de funcionamiento de la válvula de succión.

Las curvas C y D son para los mismos dos émbolos,pero se han agregado resortes ligeros en las válvulas desucción. Debido a que ahora se necesita vencer la fuerzadel resorte y el peso de la válvula de succión para abrir-la, la (NPSH), ha aumentado alrededor de 100% enrelación con las curvas A y B. Estos resortes cierran lasválvulas con más rapidez y el funcionamiento es suavea altas velocidades.

Si se desean velocidades más allá de los extremos delas curvas C y D se necesitan resortes más fuertes quepermitan el funcionamiento entre 300 y 400 rpm. La(NPSH), es unas tres veces mayor que la de las curvasA y B y fluctúa entre 2 y 4.5 psi.

Las curvas A hasta F representan una bomba equipa-da con el mismo resorte estándar en la válvula de des-carga; sólo se ha cambiado el resorte de la válvula desucción.

Si se requiere trabajar a velocidades más allá de loslímites de las curvas E y F se requieren resortes muyfuertes en las válvulas de succión y descarga. La(NPSH), es alrededor del doble de la requerida. con losresortes estándar y fluctúa entre 4.5 y 9 psi.

Estos valores de (NPSH), no son presiones manomé-tricas, sino presiones más altas que la presión de vapor.Por ejemplo, si se bombea agua desaereada a 70°F (pre-sión de vapor de 0.4 psia) la bomba del ejemplo, conémbolos de 2 1/2 in de diámetro, sin resortes en las vál-vulas de succión y que trabaje a 150 rpm, requerirá unapresión de succión de 1.5 psia (es decir, 1.1 psi de(NPSH), + 0.4 psia de presión de vapor) o sean unas27 in Hg a nivel del mar.

Dado que el agua casi siempre contiene aire disuelto,su presión de vapor es más alta que la del agua desaerea-da, cosa que a menudo no se tiene en cuenta al calcularla NPSH. El Hydraulic Institute2 recomienda un mar-gen de NPSH de 3 psi para bombas de potencia en siste-mas en donde el líquido ha estado expuesto a un gas queno sea su propio valor. Un líquido como el propano ensu punto de burbujas en el recipiente de succión no ne-cesita ese margen.

Para minimizar el problema del aire disuelto, se efec-tuaron pruebas de NPSH con agua a su punto de ebulli-ción o cerca del mismo en el recipiente de succión quedieron por resultado las curvas de la figura 11.

Como se describió, las bombas reciprocantes en lascondiciones correctas pueden funcionar con una presiónde succión inferior a la atmosférica. Pero esta situaciónpuede ocasionar succión de aire por la empaquetaduray hacia la cámara de bombeo en la carrera de succión;este aire ocasionará tantos problemas como el arrastra-do por el líquido. Se reducirá la capacidad, la bombapuede estar ruidosa, habrá vibración del sistema y sepueden dañar la bomba y componentes del sistema.

BOMBAS RECIPROCANTES 165

Esta entrada de aire se puede reducir con un líquidosellador externo, como aceite lubricante que se envíecontra la superficie del émbolo o dentro de la empaque-tadura. Un método muy eficaz es el de instalar un anillode empaquetadura con pestaña de sello continua en ca-da lado de un anillo de cierre hidráulico, con ambas pes-tañas hacia el anillo e inyectar aceite con un lubricadormecánico en el anillo de cierre. Se debe tener cuidadode no aplicar presión excesiva contra el anillo porquepuede dañar la empaquetadura, el lubricador o el pren-saestopas.

Criterios para pruebas de la NPSH

Para efectuar las pruebas de la NRSH en las bombasde potencia se mantienen constantes la velocidad y lapresión y descarga y se varía la NPSH disponible(NPSH), en el sistema. La capacidad permanece cons-tante con todos los valores de (NPSH), superiores acierto punto; cuando se reduce la (NPSH), a menos deese valor se empieza a reducir la capacidad. En la figura12 aparecen muestras de datos de la prueba de NPSH.

En una acción similar a la de la caída de curgu de 3 70utilizada en las pruebas de NPSH en bombas centrífugas,los fabricantes de bombas reciprocantes han establecidouna caída de ca@Ad de 3% como criterio para definir la(NPSH),. En las bombas de desplazamiento positivono se pueden utilizar la carga o la presión, pues es el sis-tema y no la bomba lo que determina la presión de des-carga. Por tanto, se reduce la (NPSH), hasta que lacaída de capacidad es mayor de 3 % ; luego, se establecela NPSH que estaba disponible con la reducción del 3 7%mediante la definición, como (NPSH), para esa veloci-dad.

La (NPSH), por la bomba tríplex fue de 0.85 psi yes el valor para el cual se venderá esa bomba. Si se lahace funcionar con 0.85 psi de (NPSH)A se producirácavitación igual que en una bomba centrífuga. Estos da-tos plantean dos preguntas:

1 . iProducirá daños a la bomba o el sistema el fun-cionamiento de la bomba con cavitación?

2. iCuánta (NPSH)* adicional se requiere para eli-minar toda la cavitación?

Ningúna de estas preguntas es fácil de contestar. Larespuesta ala primera se basaría en el líquido bombeadoy las presiones de descarga.

Si se hiciera funcionar esta bomba con un hidrocarbu-ro ligero y con baja presión diferencial (200 a 300 psi)sería difícil detectar el efecto de la cavitación. Con 0.85psi de (NPSH),4, la relación entre el volumen de vapory el volumen de líquido sería menor que con agua y larelación o razón de comprensión (presión de descarga ypresión de succión) sería menor que la relación de 100o más que hubo durante la prueba con agua caliente.

Como ambas relaciones son bajas, es pequeña la dis-tancia que recorrería el émbolo en su carrera de descar-ga antes de comprimir el líquido a su presión dedescarga y el resultado sería mayor capacidad. Además,el aplastamiento de las burbujas de vapor durante la ca-rrera de descarga es mucho más suave con el hidrocar-buro ligero lo que producirá menos daños en las

6 4

E& 6 3

mEp 6 2

2

f 6 1m

0m8 6 00

nWvula de dis con eje horizontal

/ / 1 j /

01 I I IGC-. I lNPSHtR = 0 85 PSI I I l I I l0 0 . 5 1.0 1.5 2.0 2.5 3 . 0 3.5 4

Carga neta positiva de succión disponible, psi

Fig. 12 Resultado de pruebas de NPSH en bombade potencia tríplex

superficies metálicas y menor transmisión de choque alos cojinetes del extremo de potencia; éste tendría cargaligera y los componentes podrían soportar mucho mejorlas cargas de choque. El resultado sería una bomba defuncionamiento silencioso y suave con larga duración delos cojinetes.

Por el contrario, si esta bomba manejase una aminaa una presión de descarga de 1 000 psig, el efecto de lacavitación sería más pronunciado. Con 0.85 psi de(NPSH)A la capacidad sería menor y la contracción mássevera de las burbujas aumentaría los daños a las super-ficies metálicas y produciría choques intensos. Como loscojinetes y otros componentes en el extremo de potenciatendrían mayor carga inicial por la alta presión de des-carga, no podrían soportar los choques sin dañarse.

La respuesta a la segunda pregunta tampoco es con-cluyente. Al examinar la figura 12 se encuentra que selogra la plena capacidad con 1.5 psi de (NPSH),, y estopodría hacer pensar que con ese valor se eliminaría todala cavitación. Esto es erróneo.

Como menciona Collier4, la cavitación puede ocurriren una bomba reciprocante sin reducirle su capacidad.La cavitación incipiente ocurre durante la parte inicialde la carrera de succión porque el émbolo o el pistón es-tán acelerando y desaparece en la parte final porque haydesaceleración. Por tanto, la cámara de bombeo se llenapor completo con líquido al final de la carrera de succióny no se altera la capacidad de la bomba.

La capacidad sólo se reduce cuando la cavitación estan severa que el aplastamiento completo de las burbu-jas no ocurre hasta que el émbolo está en su carrera dedescarga. Aunque las burbujas se aplasten por completoen la carrera de succión, pueden ocurrir daños. Durantela contracción, el líquido choca contra la cara del émbo-lo y produce daños semejantes a los que ocurren en elojo del impulsor de una bomba centrífuga en circuns-tancias similares. El choque resultante se transmite porla válvula de succión que está abierta y hacia el tubo desucción y a veces produce vibraciones y ruido.

Que se sepa, no se ha intentado cuantificar el margenadicional de (NPSH), que se necesitaría para impedirtoda la cavitación.

166 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Características del par (torsión)

Con presiones de succión y descarga fijas, una bombade potencia requiere un par (torsión) de entrada que es.independiente de la velocidad, excepto los incrementosa velocidades muy altas y muy bajas. Una bomba de po-tencia requerirá el mismo par al 25 % o al 50% de la ve-locidad nominal y, por tanto, requerirá el 50 % o el 25 ‘$.Tde la potencia nominal. En la figura 13 se ilustra la va-riación en el par promedio según la velocidad en unabomba de potencia tríplex típica.

La curva del par a plena carga (Fig. 13) es al arran-que con plena presión de descarga. El par al arranquees alrededor del 150% del par promedio de funciona-miento con plena carga. Conforme aumenta la veloci-dad y se establece la lubricación necesaria en el extremode potencia y en la empaquetadura, el par cae al valorde plena carga y plena velocidad y, luego, es constantehasta llegar a velocidad total.

Para tener arranque con menos esfuerzo del equipo,la descarga de la bomba retorna por tubos hasta el reci-piente de succión, con lo que la presión de descarga escasi igual a la de succión. La curva sin carga (Fig. 13)indica los requisitos del par que impone la bomba en elsistema propulsor. El par o torsión al arranque es alre-dedor del 25 % del par a plena carga y variará según seael tipo de empaquetadura y cojinetes y el tiempo que ha-ya estado parada la bomba. Cuando se aumenta la velo-cidad, el par caerá alrededor del 10% del de plena car-ga. El aumento en el par indicado por la curva sin cargaa velocidades altas se debe al aumento en la carga defricción en el sistema de derivación conforme aumentael volumen de flujo.

Carga del émbolo

La carga del émbolo se define como la fuerza transmi-tida al extremo de potencia por un émbolo. En bombasde acción sencilla, para calcular la carga en el émbolode descarga se multiplica la presión de descarga por lasuperficie de la cara de un émbolo. La carga del émbolode succión es la presión multiplicada por la superficiedel émbolo.

Una bomba de potencia se especifica por la carga má-xima del émbolo o biela que puede absorber el extremode potencia cuando la presión de succión es de cero. Al-gunas bombas se especifican para funcionamiento conti-nuo, otras para intermitente y, algunas, para ambos.

Eficiencia mecánica: bomba de potencia

La eficiencia mecánica (llamada también eficiencia dela bomba) de una bomba de potencia se define como larelación entre la potencia de salida, Po y la potencia deentrada P, y en forma de ecuación es:

PC3 Q( w9m = pi = 1,715Pi

en donde q,,, = eficiencia mecánica total de la bomba;Q = capacidad, gpm; AP = presión de descarga menos

140$L 120221002Pm 80tijp 60s8 40

20

00 20 40 60 80 1 0 0

Velocidad, % de la de plena carga

Fig. 13 El par (torsión) es función de la presiónde descarga.

presión de succión, psi; p; = potencia de entrada delpropulsor, hp.

Por lo general, la potencia de entrada incluye las pér-didas en una propulsión con bandas (correas) o integralcon engranes, pero no las pérdidas en una unidad conengranes separadas o de velocidad variable.

La eficiencia mecánica de una bomba de potencia amenudo excede del 90% (Fig. 14) y a veces es mayorque la eficiencia de su motor. Como se indica en la fígu-ra 14, qrn varía con la carga y la velocidad. En algunasbombas ocurre un cambio en nrn cuando cambia el diá-metro del émbolo; los émbolos grandes en las bombas debaja velocidad tienen menor eficiencia por el aumentoen las pérdidas de las válvulas y empaquetadura.

Cuando se reduce la velocidad se reduce la eficienciade la bomba trazada en la figura 14. Esta reducción, enapariencia, se debe a un ligero aumento en la fricción enlos cojinetes y empaquetadura. En otras bombas se pre-senta una situación opuesta, debida en apariencia a unareducción en las pérdidas en las válvulas.

La eficiencia mecánica disminuye cuando se.reduce lacarga del émbolo y se debe a que la potencia de salida(potencia hidráulica) cae con mayor rapidez que las pér-

1 0 0

ap 8o

$70

m'.2 60

4608E 40.m2.g 30

g 20

1 00 20 40 60 80 100

Carga del émbolo, % de la máxima

Fig. 14 La eficiencia mechica depende de lavelocidad y la carga.

B O M B A S R E C I P R O C A N T E S 167

didas por fricción y se convierte en una parte más pe-queña de la entrada de potencia. Si se prolongasen estascurvas hasta cero carga del émbolo, la eficiencia seríacero porque también lo sería la salida de potencia, perose necesitaría algo de potencia para contrarrestar laspérdidas por fricción.

Algunos especialistas en aplicaciones de bombas utili-zan un valor fijo de 85 % para la eficiencia de la bomba,sin que importen las presiones de funcionamiento. Co-mo se puede ver en las curvas, resulta seguro para mu-chas aplicaciones porque, por lo general, la bomba depotencia se utiliza para presiones de descarga de más dela mitad de su capacidad nominal. Hay algunos servi-cios en los que la presión diferencial es baja y el empleodeqm = 85% hará que se utilice un propulsor de me-nor tamaño.

Eficiencia mecánica: bomba deacción directa

En la bomba de acción directa, la eficiencia mecánicaes la relación entre la fuerza aplicada al líquido por elpistón o el émbolo y la fuerza aplicada al pistón propul-sor o de mando por el fluido motor. Dado que la mayorparte de estas bombas son de doble acción, se utilizanlas presiones diferenciales en ambos extremos de ellas ydado que las pérdidas por fricción de fluido en las vál-vulas y orificios se incluyen en las de la bomba, estaspresiones se miden en los orificios de entrada y de sali-da. Al expresarlas en forma de ecuación se tiene:

ALAPL9m = A,APD (3)

en donde: q,,, = eficiencia mecánica de la bomba, A, =superficie del pistón o émbolo para líquido, AP, = pre-sión diferencial a través del extremo del líquido, A, =superficie del pistón propulsor y APo = presión dife-rencial a través del extremo de potencia.

La superficie de la biela suele ser pequeña en relacióna la del pistón y a menudo no se la tiene en cuenta. Sinembargo, se la debe tener en consideración cuando lasuperficie de la biela es parte importante de la superficiedel pistón.

La eficiencia mecánica de una bomba típica de accióndirecta se presenta en la figura 15 y se verá que 71, au-menta conforme se reduce la velocidad. Esta caracterís-tica es’la que permite controlar la bomba con la estran-gulación del fluido motor con lo que se reduce la presióndiferencial disponible para propulsión y se hace que labomba funcione con mayor eficiencia, es decir, a veloci-dad más baja.

Eficiencia volumétrica

En una bomba reciprocante, la eficiencia volumétricase define como la relación entre la capacidad Q y el des-plazamiento D o sea

71, = Q/D (4) D = 9 330/231 = 40.4 gpm

I 1ocBomba de pistón dúDlex. acci6n directa.

horizontal d e 6 x 4 x 6 con vSl lvulade placa

80 80

Eg 60 60m:2g 40 40J

20 20

00 10 20 3 0 4 0 50 6 0 7 0

Velocidad de la bomba, ciclos/min

Fig. 15 Eficiencia mechica de una bombade acción directa

Se ha evitado utilizar el término “capacidad entrega-da” porque connotaría que el volumen se mediría en ladescarga de la bomba. Dado que en la mayor parte delos líquidos se comprimen un valor mensurable cuandose mueven desde la succión hasta la descarga, el volu-men de flujos, gpm, es menor en la descarga que en lasucción, aunque el flujo de masa sea el mismo.

Casi siempre, el ingeniero de proceso indicará los re-quisitos de capacidad y las características del líquido enlas condiciones de succión de la bomba, porque se des-conocen las características en la descarga. Además, si elsistema incluye un medidor de flujo o aforador por lo ge-neral estará en el lado de succión para no tener que em-plear uno para alta presión en el lado de descarga. Paraconveniencia y uniformidad, se utilizará el término “ca-pacidad” para indicar el volumen de gasto en el tubo desucción.

La segunda mitad de la ecuación (4) es el desplaza-miento de la bomba. Se debe evitar el término “despla-zamiento teórico” pues no tiene nada de ello, pues esreal y fácil de medir. El desplazamiento es el volumendesplazado por el elemento de bombeo por unidad detiempo. En una bomba de émbolo tríplex, de acciónsencilla, la ecuación es:

D = 3(m/4)d2 IN (5)

en donde D = desplazamiento, in3/min; d = diámetrodel émbolo, in; 1 5 longitud de carrera, in’y N = velo-cidad del cigüeñal, rpm.

Ejemplo: Calcúlese el desplazamiento de una bombatríplex de 2 x 3, que funciona a 330 rpm. Al sustituirlos valores numéricos en la ecuación (3) se obtiene:

D = 3(~/4)(2)~(3)(330) = 9 330 in3/min

Se divide entre 231 para convertir las pulgadas cúbi-cas a galones:

166 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Durante las pruebas se determinó que la capacidad deesta bomba era de 39.2 gpm. Por tanto, la eficiencia vo-lumétrica es:

q7, = Q/D = 39.2/40.4 = 0.97

Más adelante se mencionará el efecto del volumen dedespejo y de la compresibilidad de líquidos sobre la eii-ciencia volumétrica.

Aunque la eficiencia volumétrica se refleja en la efi-ciencia mecánica, las dos no por necesidad se mueven almismo tiempo. Es posible tener una qm elevada, conuna baja Ra,, debido a la compresibilidad de los líquidoso una TJ~ baja con una qV elevada, como la que ocurri-ría en una instalación con alta presión de succión y bajapresión diferencial.

Gráficas para selección de bombas

En una bomba reciprocante la equivalente de la curvade rendimiento de una bomba centrífuga es la gráficapara selección. Cada fabricante produce estas gráficasen forma diferente. Todas consisten, básicamente, enlíneas rectas porque el desplazamiento va en proporcióndirecta con la velocidad. La figura 16 es una gráfica pa-ra una bomba tríplex con carrera de 3 in. La velocidaddel cigüeñal se traza contra el desplazamiento con los di-ferentes diámetros de émbolos disponibles para esabomba. Las presiones máximas de descarga en la partesuperior de la gráfica son aquellas a las cuales funciona-ría el émbolo para cargar el extremo de potencia a su va-lor nominal de 4 460 lb. Las presiones indicadas paralos émbolos de 1 1/4 y de 1 718 in son presiones de traba-

jo en el extremo de líquido y menores que las permitidaspor la especificación para el extremo de potencia.

Velocidad de la bomba de potencia

Quizá el factor que más se ha discutido respecto a lasbombas de potencia es la velocidad máxima permisible.Con el empleo de la bomba tríplex con carrera de 3 incomo ejemplo, se encontrará que algunos fabricantes lasofrecen para funcionar a 500 rpm. Un constructor deunidades portátiles para limpieza con agua acostumbrahacerlas funcionar a 600 rpm. La mayoría de los usua-rios de este tamaño de bomba en servicio continuo pre-fieren operarlas a no más de unas 400 rpm.

En las bombas de potencia tríplex de 3 in de carrerase ha aumentado la velocidad, a lo largo de los años,de 150 rpm a 520 rpm. Aunque las mejoras en laconstrucción del extremo de potencia y el de líquido hanpermitido que la bomba funcione a velocidades más al-tas, a expensas de menor duración de las empaquetadu-ras, el principal obstáculo a las altas velocidades ha sidoel diseño del sistema. Al principio, algunos ingenierospensaban que una bomba más pequeña, para funcionara velocidad más alta para lograr la misma capacidad,produciría menos pulsaciones en los tubos de succión ydescarga, pero no ocurre así.

La variación de velocidad en la tubería para unabomba tríplex es de 25% sin que importen su tamañoo velocidad (Fig. 10). Para la misma capacidad, unabomba más pequeña y que trabaje a más rpm producirálos mismos volúmenes mínimo y máximo de flujo y másimpulsos por segundo. Dado que la carga de aceleraciónaumenta en proporción directa con la frecuencia, cuan-

Cilindro número --- 71*

550

500

E0

jj 400E2s$ 300

zE

p 200

loo

50

0 40 50 60

Desplazamiento, gpm

52.6 2

46.6 m’

45.8 fi

42.3 2

;;:; 53

35.2 &33.4 m30.4 026.0 z

24.6 222.2 =19.7 .:

16.6 ip1

Fig. 16 Grhfica para selección de una bomba tríplex

BOMBAS RECIPROCANTES 169

do se duplica la velocidad de la bomba también se dupli-ca la carga de aceleración y se reduce la (NPSH), delsistema. Además, si se duplica la velocidad se necesitaresorte de válvula más fuerte, lo que aumenta la(NPSH), de la bomba. Si la (NPSH), cae por abajo dela (NPSH), , ocurrirán cavitación y golpeteo.

La mejor resolución de ese problema es un amorti-guador eficaz en la tubería de succión, pero se vuelvenmenos eficaces a altas frecuencias debido a la inercia desus piezas movibles y la del líquido que contienen, quedebe oscilar para que funcionen. Cuando más se necesi-ta el amortiguador, muchas veces no responde.

Mediante observaciones en el campo, el autor ha es-tablecido un grupo de velocidades máximas recomenda-das para servicio continuo (Fig. 17). El funcionamientointermitente y cíclico a más de esas velocidades se ha en-contrado satisfactorio. Los factores como el diseño de labomba, diseño del sistema, gas arrastrado, altas tempe-raturas, sólidos arrastrados, alta viscosidad y la exigen-cia de baja intensidad del ruido pueden exigir veloci-dades más bajas.

La velocidad mínima de una bomba de potencia sedetermina por su capacidad para proveer suficiente lu-bricación en todas las superficies del cojinete y apoyo enel extremo de potencia. Algunas bombas pueden funcio-nar bien a apenas 20 rpm o menos. A otras, hay quemantenerlas a 100 rpm 0 más.

Las bombas de acción directa funcionan con velocida-des que suelen estar entre 0 y 50 ciclos/min según seala longitud de la carrera. La capacidad de estas bombaspara funcionar a velocidades que pueden bajar hasta elpunto de “ahogo”, es deseable en algunas aplicaciones.

Sistemas ropulsores debombas e potenciaB

La unidad motriz más común para las bombas de po-tencia es el motor eléctrico, aunque a veces se utilizanturbinas, motores de combustión y otras máquinas mo-trices. Las velocidades de las bombas de potencia suelenser entre 20 y 500 rpm; los motores típicos trabajan en-tre 1 000 y 1 800 rpm. Por ello, hay que conectar el eje

500

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

Longitud de carrera de bomba, in

Fig. 17 Velocidades mAximas de bomba de potenciaen servicio continuo

o árbol del motor con el eje de la bomba con algún re-ductor de velocidad. En unidades de menos de 100 hp,se utilizan las correas (bandas) en V, aunque tambiénse emplean bandas dentadas, cadenas y engranes. Paramás de 100 hp, se emplean más los engranes y menoslas bandas y cadenas.

En ocasiones se emplean unidades motrices de veloci-dad variable para dosificar en forma precisa el líquidoen el sistema. Los motovariadores pequeños suelen te-ner poleas de paso variable, pero hay problemas demantenimiento si no se aplica un factor de servicio sufi-ciente al determinar su tamaño.

Con más de 60 hp, la velocidad variable se obtienecon acoplamientos hidráulicos y embragues de corr’ienteparásita. Aunque son eficaces para controlar la veloci-dad y la capacidad de la bomba, el usuario debe teneren cuenta que no obtiene ahorros de energía si opera labomba a velocidad reducida, salvo que la presión dedescarga caiga de acuerdo con la capacidad.

Para tener presión de descarga constante, la bombaIrequiere una entrada constante de par o torsión. Elacoplamiento hidráulico y el embargue de corrienteparásita necesitan el mismo par de entrada que de sali-da. Por tanto, el eje de entrada aI acoplamiento que giraa velocidad constante y requiere un par constante, tam-bién necesita entrada constante de potencia. Cuando es-tos mecanismos se utilizan para bombas centrífugas, seahorra energía a baja velocidad porque el par requeridopara ellas varía más o menos en relación al cuadrado dela velocidad.

Debido a que la eficiencia máxima de las unidadesmotrices de velocidad variable es de alrededor del 97 % ,la potencia requerida en la unidad motriz es siempre3 % mayor que la máxima requerida por la bomba. Porello, en muchas plantas sus bombas de potencia funcio-nan a velocidad constante y se deriva el exceso de capa-cidad de retorno al recipiente de succión. También seutilizan motores de velocidad múltiple en combinacióncon derivaciones para controlar la capacidad.

Los motores de inducción con impulsión de frecuen-cia variable y las transmisiones hidrostáticas ha logradocada vez mayor aceptación para las bombas por el me-nor consumo de energía a baja velocidad de la bomba.

Diseño del sistema

Sólo la velocidad es más importante que el diseño delsistema para lograr una instalación satisfactoria. Un di-seño inadecuado producirá vibraciones y ruidos en elsistema. Las pulsaciones pueden ser de suficiente inten-sidad para dañar los componentes de la bomba y losinstrumentos.

La experiencia en el campo y la información delHydraulic Institute’ aparecen condensadas a continua-ción como lineamientos para a) recipiente de succión, b)tubería de succión y c) tubería de descarga.

Para el recipiente de succión se necesita:w Ser lo bastante grande para proveer suficiente

tiempo de retención para que los gases libres se elevena la superficie del líquido.

170 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

n Que los tubos de succión y retorno penetren másabajo del nivel mínimo de líquido.

H Incluir un rompedor de vórtices en el tubo de suc-ción de la bomba.n Incluir una placa desviadora para enviar las bur-

bujas de gas a la superficie. La parte superior de la placadebe estar sumergida lo suficiente en el recipiente paraevitar alteraciones.

Para el tubo de succión se necesita:n Que sea lo más corto y directo que sea posiblew Sea uno o dos diámetros de tubo más grande que

la conexión de succión en la bomba.w Tenga una velocidad promedio de líquido menor

que los valores de las curvas de la figura 18.H Tenga el mínimo de recodos; hay que utilizar co-

dos largos o laterales.H Impida la acumulación de vapores en la tubería.

No debe tener puntos altos sin respiraderos. El reductoren la bomba debe ser del tipo excéntrico instalado conel lado plano hacia arriba.

H Calcularlo de modo que la (NPSH), que permitala carga de aceleración sea mayor que la (NPSH)),.n Incluir un estabilizador de succión, botella o

amortiguador de pulsaciones en el tubo de succión y ad-yacente al extremo de líquido si la carga de aceleraciónes excesiva.

w Tener una válvula de corte de apertura total parano restringir el flujo a la bomba.n No utilizar pichancha o filtro salvo que se les pue-

da dar mantenimiento periódico. El agotamiento produ-cido por una pichancha obstruida puede producir másdaños en la bomba que los sólidos.

Para el tubo de descarga se necesita:n Que sea uno o dos diámetros de tubo más grande

que la conexión de descarga en la bomba.n Que tenga una velocidad promedio menor de tres

veces la velocidad máxima en el tubo de succión.w Que tenga el mínimo de recodos; hay que utilizar

codos largos o laterales.n Que incluya un amortiguador de pulsaciones o

métodos para instalarlo, adyacente al extremo de líqui-do de la bomba.

La velocidad en el tubo de succi6n esta basada en una carga deaceleración de 0.7 ft por pie de longitud del tubo. En el tubo dedescarga se aconseja tener una velocidad de tres veces la deSUCCi6rl.

1 1 I I50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Velocidad del cigüeAal, rpm

Fig. 18 Guía para velocidad máxima en tuberíascon bombas de potencia de acción sencilla

w Que incluya una válvula de desahogo de un tama-ño que deje pasar toda la capacidad de la bomba que noexceda del 110% de su presión de “disparo” o apertu-ra. La descarga de la válvula de desahogo debe retornaral recipiente de succión para que los gases desprendidosen la válvula no vuelvan a la bomba.n Que incluya un tubo y válvula de derivación para

poder volver a arrancar la bomba en contra de una in-significante presión de descarga.n Que incluya una válvula de retención para no

aplicar la presión del sistema en la bomba durante elarranque.

Los detalles de un buen sistema diseñado como sedescribe antes aparecen en la figura 19.

Correcciones para (NPSH)A baja

Cuando se diseña el sistema de succión para una bom-ba reciprocante, se puede encontrar que la (NPSH), esmenor que la (NPSH),. Entre las correcciones para laNPSH baja están:

w Aumentar el diámetro de la tubería de succión.n Reducir el diámetro del tubo de succión al tender-

lo en una trayectoria más directa o bien acercar la bom-ba al recipiente de succión.n Instalar una botella o estabilizador de succión o

amortiguador de pulsaciones adyacentes al extremo delíquido de la bomba. Una botella ha dado buenos resul-tados con presiones menores a 50 psig, pero se necesitamantener el nivel de líquido. Muchas veces, un tramode manguera de caucho en el tubo de succión, junto conla bomba, reducirá la carga de aceleración.n Elevar el recipiente de succión o el nivel del Iíqui-

do en el mismo.n Reducir la temperatura del líquido que se bombea.n Reducir la velocidad de la bomba de potencia o

instalar una más grande que trabaje a menor velocidad.Con una velocidad más baja, puede ser posible operarla bomba con resortes suaves o sin resortes en la válvulade succión.

Si las correcciones anteriores son insuficientes, imprác-ticas o imposibles, se debe instalar una bomba reforzado-ra que, para una bomba de potencia suele ser centrífuga,aunque a veces se emplean bombas reciprocantes deacción directa y rotatorias. La (NPSH), para la bombareforzada debe ser menor que la del sistema. La carga dela reforzadora debe exceder de la (NPSH), de la bombade succión más las pérdidas en la tubería más la carga deaceleración en, cuando menos, 20%. La reforzadora sedebe instalar junto al recipiente de succión e instalar unabotella o amortiguador de pulsaciones junto a la bombade potencia para proteger la reforzadora contra el flujo apulsaciones.

Para descargar la bomba

Si se instala un tubo de derivación para permitir elarranque de la bomba cuando ésta descarga, se logranciertos beneficios. El más importante es que se puedencebar todas las cámaras de bombeo; cada una de ellasen una bomba reciprocante es independiente y funciona

BOMBAS RECIPROCANTES 171

en paralelo con las demás. En una bomba múltiplex hayla posibilidad de cebar una sola cámara mientras las de-más están llenas de vapores.

La bomba reciprocante suele ser autocebante. Pero, elgran volumen de despejo o volumen libre en casi todasellas, imposibilita que el émbolo produzca presión apre-ciable de descarga cuando una cámara está llena congas. Por lo general, la bomba estará llena de aire des-pués del mantenimiento y en algunas cámaras penetraaire que se infiltra por la empaquetadura durante los pe-riodos de paro. En el arranque, a menudo se succionael aire del tubo de succión a la bomba. Por ello, es nece-sario mantener baja la presión de descarga durante máso menos los primeros 30 segundos de funcionamiento.Esto permite que se expulse el gas de cada cámara debombeo y que esté cebada cuando queda expuesta a lapresión de descarga. En muchos sistemas sólo es posiblemantener baja la presión de descarga con un tubo de de-rivación; no se debe conectar en la succión de la bombaporque ésta volvería a succionar el gas.

Otros beneficios se logran con el arranque de unabomba de potencia en contra de una presión insignifi-cante de descarga. El par al arranque será el 25% delde plena carga, con lo cual se puede emplear un motorcon par o torsión normal al arranque, que reduce eltiempo en que hay máxima corriente. Además, los aco-plamientos, bandas V, engranes o cadenas tendrán pocacarga. El extremo de potencia de la bomba podrá for-mar películas completas de lubricante en las superficiesde deslizamiento y los émbolos se mojarán con el lubri-cante o con el líquido bombeado.

Si una bomba empieza a funcionar con brusquedado se reduce su capacidad durante el funcionamientonormal, es probable que haya succión de gas a una omás cámaras de bombeo. Si el sistema tiene tubo de de-rivación (Fig. 19) sólo hay que abrir la válvula de deri-vación hasta que salga el gas. Si persiste la succión degas, hay que buscar y eliminar su fuente.

P l a c a Nive l mín imodesv iadora ,, de liquido Válvu la de

desahogo con 10%de acumu lac ión

Codo largo apertura total

aductor excéntrico, de succión Número minimo de codos.

do p lano hac ia a r r iba Buen soporte para tubos.

Fig. 19 Buen disefto de sistema para bombasreciprocantes

Si por los requisitos del proceso o en una emergenciaes indispensable arrancar la bomba de potencia en con-tra de la presión del sistema, se recomienda que: 1) elpar de arranque del motor debe superar, cuando menos,en 50% al par de funcionamiento; 2) los componentesdel sistema propulsor deben ser adecuados para el parde arranque del motor; 3) la bomba no debe estar para-da más de 10 h sin tener algún sistema para prelubricarlos cojinetes del extremo de potencia y 4) se deben man-tener cebadas las cámaras de bombeo.

Volumen de despejo

El volumen de despejo o libre de la cámara de bom-beo en la bomba reciprocante es el volumen en ellacuando el émbolo o pistón está al final de su carrera dedescarga (Fig. 20). El volumen libre, c, se suele expresarcomo fracción o porcentaje del desplazamiento, d y sedenomina “relación c/d” o porcentaje de espacio libre.

La mayor parte de las bombas reciprocantes tienenuna relación c/d de 2 a 4 (200 % a 400 %) y estos valoresson mayores en las bombas de émbolos que en las de pis-tones. Se han diseñado bombas de émbolo con relacio-nes c/d de apenas 0.5. Las bombas de pistón con mínimovolumen libre, destinadas a líquidos volátiles, tienen re-laciones c/d de alrededor de ÑO. 15

Todos los líquidos se comprimen, algunos más queotros, cuando aumenta la presión. Entre 15 y 10 000psia, el agua se comprime 3 % . El propano se comprimealrededor de 5% entre 150 y 3 000 psia. El líquido atra-pado en el volumen libre a presión de descarga se debeexpandir hasta la presión de succión antes de que seabra la válvula de succión.

Si en una bomba con relación c/d de 3 se bombea unlíquido que se comprime 5%, el émbolo se debe moverun 15 % de su carrera de succión antes de que la presiónen la cámara baje hasta la presión de succión. Esto oca-siona una reducción de 15 % en la capacidad, medida enel tubo de succión. Cuando se hace la selección de labomba, su tamaño debe ser 15 % mayor del normal y aldeterminar el propulsor es preferible que tenga la poten-cia requerida para agua, porque el líquido podría seruna mezcla menos compresible que lo previsto.

La relación c/d también se refleja en la capacidad deautocebado o de eliminación de gases de la bomba reci-procante, si se llena de gas. Con un volumen libre de15 % , una bomba puede producir una relación de pre-sión de ‘15 con aire, pero con un volumen libre de 300 %sólo se logra una relación de presión de 1.5. Cuando hayaire atmosférico inicialmente en la cámara, la primerabomba citada descargaría a alrededor de 200 psig y lasegunda sólo a unas 7 psig. Por tanto, si llegan a succio-nar cualquier cantidad de gas, habrá un descenso nota-ble en el rendimiento.

Alta presión de succión

La alta presión de succión requiere cuidados especia-les en las bombas reciprocantes, en particular las de ac-ción sencilla. En las bombas de acción sencilla y doble,

172 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Fig. 20 El volumen libre altera la capacidadde la bomba

puede ser necesario aumentar las presiones de diseño dela brida y múltiple de succión.

Una bomba de pistón de doble acción a veces necesitaun vástago de guía par? igualar las fuerzas aplicadas alpistón durante ambas carreras. En otra forma, la fuerzade la presión de succión aplicada en la carga externagrande del pistón puede exceder de la fuerza de la pre-sión de descarga que actúa en la superficie más peque-íia, porque en ella está la biela, de la cara interna. Eneste caso, la biela estará en compresión todo el tiempo,cosa indeseable en las bombas de acción directa y las depotencia.

Esta técnica no está disponible para las bombas de po-tencia de acción sencilla. Conforme sube la presión desucción, aumenta la carga aplicada en los cojinetes, ci-güeñal y otros componentes del extremo de potencia.Un diagrama del momento de flexión del cigüeñal enuna bomba tríplex indica que 3 psig de presión de suc-ción imponen el mismo momento de flexión en el cigüeña1que 1 psig de presión de descarga. Entonces, para deter-minar la presión efectiva de descarga, sobre la base delmomento de flexión del cigüeñal, se agrega 1/3 de lapresión de succión a la presión de descarga.

Otro factor en una bomba de acción sencilla es el efe’c-to de la alta presión de succión sobre los cojinetes. Si lapresión de succión excede en alrededor de 3 % de la pre-sión máxima de descarga, la biela permanece en com-presión durante la carrera de succión; debido a estacarga continua de compresión, los cojinetes en ambosextremos de la biela soportan el esfuerzo continuo en lamisma zona. Si se,introduce aceite en cualquier cojinetepor un agujero en el centro de esa zona, no podrá pasarel aceite. Hay un problema adicional en el pasador operno de la cruceta porque el cojinete de la biela oscilaen el pasador en un arco total de unos 22’.

LOS sistemas de lubricación a presión no ayudan en lasolución del problema porque las presiones en los cojine-tes son de alrededor de 1 000 psig y los sistemas de lu-bricación rara vez funcionan más de 60 psig.

Cuando se han utilizado los extremos de potencia encondiciones de alta succión y cargas elevadas sin las me-

didas necesarias en su construcción, se han producidoaltas temperaturas y corta duración de los cojinetes enellos. El cojinete que sufre más desgaste suele ser el delpasador de la cruceta, pero como tiene la carga en elmismo sentido en todo momento, no hay golpeteo y labomba funciona sin ruido. Para resolver el problema dela alta presión de succión se resuelve con el cambio delugar de los puntos para entrada de aceite o con el em-pleo de cojinetes especiales.

También es necesario reducir la presión máxima per-misible de descarga. Si sólo hubiera la preocupación porla flexión del cigüeñal, la presión de descarga se reduci-ría en 1/3 de la sección. Las pruebas indican que lastemperaturas en el extremo de potencia, aunque tenganlos cojinetes adecuados, aumentan mucho con una altapresión de succión. Se encontró en una bomba que un au-mento de 1 psi en la presión de succión equivalió en elextremo de potencia a un aumento de temperatura porun incremento de alrededor de 1.5 en la presión de des-carga.

Una alta presión de succión perjudica mucho a la eti-ciencia mecánica. La mayoría de las bombas depotencia con pistón son de acción sencilla. Por tanto, lascargas aplicadas en el extremo de potencia no son pro-porcionales a la presión diferencial (descarga menos suc-ción) como ocurriría en una bomba de doble acción,sino que son más semejantes a la suma de la presión dedescarga y la presión de succión. El extremo de potenciaexperimenta los efectos de la plena presión de descargade cada émbolo en la carrera de descarga y de cada ém-bolo en carrera de succión. También experimenta unacarga casi igual a la que habría si ese émbolo estuvieradescargando a la presión de succión. Este aumento enlas cargas de cojinetes y en la fricción en la empaqueta-dura hace que aumente la pérdida por fricción. Al mis-mo tiempo, el aumento en la presión de succión haceque se reduzca la potencia de salida (hidráulica). Estacombinación hace que disminuya la eficiencia mecáni-ca, a veces en forma importante.

El consumo de potencia se puede predecir con unaexactitud razonable si se calcula la potencia que requeri-ría la bomba a la presión nominal de descarga y consucción a presión atmosférica y, luego, se resta la canti-dad de potencia lograda por la bomba con la presión desucción. Se trata de determinar la eficiencia de la suc-ción y se ha encontrado que es de 3 a 5% menor que laefkiencia.de descarga; para tener valor conservador, seresta 5 %. En el siguiente ejemplo se describe el cálculode 10s requisitos de potencia para una alta presión desucción.carga de 1 000 psig a 30 gpm. La bomba seleccionadaes tríplex de 2 x 3 con carga nomina1 máxima en el ém-bolo de 4 460 Ib a 330 rpm. iCuál es la eficiencia mecá-nica total de la bomba?

Primero, se calcula que la carga del émbolo de descar-ga es:

(~/4)(2~)(1 000) = 3 140 Ib

Después, se calcula cuál fracción representa esto de lacarga máxima de la bomba a partir de: 3 140/4 000 =0.705. Con las curvas de la figura 14 se determina que

BOMBAS RECIPROCANTES 173

la eficiencia mecánica de esta bomba con esta carga es:q7m = 0.89, en el supuesto de que la empaquetaduraestá lubricada.

Ahora se rearregla la ecuación (2) para encontrar lapotencia de entrada y se tienen en cuenta las presionesde succión y descarga. El resultado se convierte en:

Pi’*- QP,hra - 0.05)

m 1 715

p, = 38(1,000) 38(500)(0.89 - 0.05)1 1 715(0.89) - 1 715

Pi = 24.9 - 9.3 = 15.6 hp

La salida de potencia de la bomba se calcula con:

p, =+$=s= 11.1 hp

La eficiencia mecánica general con esta carga es de

c 11.1

vm=pi=- = 0.7115.6

Entonces, una bomba que tiene una eficiencia mecá-nica de 89 % con una presión de succión de 0 psig y unapresión de descarga de 1 000 psig, sufre una reducciónde la eficiencia al 71% si se aumenta la presión de suc-ción a 500 psig.

Aunque la eficiencia de descarga, utilizada en la ecua-ción (6) sea del 89 % y la eficiencia de succión del 84 % ,la eficiencia total es 71% . Para evitar confusiones cuan-do se informe de las eficiencias de bombas que funcionancon alta presión de succión, hay que entender el fenóme-no descrito y tener cuidado de señalar con claridad decuál eficiencia se trata.

La ecuación (6) dará resultados precisos para todaslas presiones de succión aunque, por lo general, no seutiliza hasta que la presión de succión exceda del 5 % dela de descarga.

Aplicaciones para pastas aguadas

La bomba reciprocante estándar no está destinada amanejar pastas aguadas. Se necesitan modificaciones enlos diseños normales y, en algunos casos, diseños espe-cides para tener funcionamiento y duración de compo-nentes satisfactorios.

Para tener duración adecuada de la empaquetadura yel émbolo, hay que evitar que la pasta aguada llegue ala empaquetadura. Los métodos incluyen un anillo ras-pador entre el material bombeado y la empaquetadura,un buje de garganta larga, inyección de líquido limpiohacia la garganta, intercalar un diafragma o pistón flo-tante entre el émbolo y el material y eliminación com-pleta de las válvulas en la zona del prensaestopas. Estoúltimo requiere una columna de líquidos entre las vál-vulas y el prensaestopas, que aumenta el volumen librey la carga de aceleración dentro de la bomba.

A menudo se requieren válvulas especiales para pas-tas aguadas. Según sea el tipo de sólidos, pueden ser debola, de campana, de asiento cónico con inserto de elas-tómero, tipo guiado con aletas con asiento de superficiereducida o de disco con asientos especiales. La construc-ción especial puede impedir que la pasta aguada lleguea la empaquetadura, pero no hay forma de evitar el con-tacto directo de las válvulas con la pasta.

Agradecimientos

El autor desea agradecer a la empresa en que trabajasu apoyo al preparar este artículo y sus departamentosde ingeniería y promoción de bombas reciprocantes quesuministraron fotografías y dibujos. Además, a GasoPumps Inc., y a Ingersoll-Rand Co., por el suministrode dibujos e información.

Referencias1. Chesney, A. J.

iJr., Water Injection-Pump Development, Paper 68-PET-ll,

ASME, N e w o r k , 1968.2. “Hydraulic Institute Standards,” 13th ed., Hydraulic Institutc, Cleveland,

1975.

3. Miller, J. E., Experimental Investi ation of Plunger Pump Suction Condi-tions, Paper 64-PET-14, ASME, 3 ew York, 1964.

4. Collier, S. E., “Know Your Mud Pump-Part 5: Knocking,” Wworld Oi& GulfPub. Co., Houston, 1958/1959.

El autorTen-v L. Henshaw es eerente de

investig&n y desarrollo di la UnionPump Co., Battle Creek, MI 49016.A n t e r i o r m e n t e f u e g e r e n t e d e l adivisión de bombas reciprocantes en’Battle Creek e ingeniero de ventas ensu oficina de Houston. Antes, trabajóen Ingersoll-Rand. Ha fungido comopresidente de la sección de bombasreciprocantes del Hydraulic Institutey como miembro del grupo de trabajod e l API q u e p r e p a r ó l a n o r m a API6 7 4 p a r a b o m b a s r e c i p r o c a n t e s d edesplazamiento positivo. Es miembrode ASME e ingeniero profesional re-gistrado en Texas y Michigan.

Bombas dosificadoras dediafragma

John M. Bristol, Pulsafeeder Div., Interpace Corp.

Una bomba dosificadora de diafragma es una bombade potencia, reciprocante, que desplaza un volumenpredeterminado de líquido en un tiempo especificado.Esta bomba es de desplazamiento positivo; a veces se la

llama de volumen controlado, proporcionadora o parainyección de productos químicos.

La propulsión suele ser externa, de velocidad fija o va-riable.

La bomba tiene un diafragma flexible, con un lado encontacto directo con el líquido de proceso; se pueden uti-lizar uno o más diafragmas que pueden ser planos o con-figurados y su impulsión puede ser hidráulica o mecáni-ca. La bomba también tiene un mecanismo para cambiarel desplazamiento efectivo. Las bombas dosificadoras sepueden clasificar como se indica en la figura 1. En la fi-gura 2 se muestra una bomba símplex, de control ma-nual, con acoplamiento hidráulico.

Los extremos de líquido, válvulas y mecanismo de ajus-te de carrera son los principales componentes de las bom-bas de diafragma. Permiten que sean de cero fugas, coninsensibilidad del caudal a los cambios en la presión, granprecisión de los ajustes de flujo y la posibilidad de sepa-rar la cámara de bombeo del resto de la bomba.

Extremos de líqkdo

Los extremos de líquido, llamados a veces cabeza pa-ra reactantes o extremo mojado incluyen todas las pie-zas que contienen 0 están en contacto en alguna formacon el líquido que se bombea.

En una bomba con diafragma de accionamiento me-cánico (Fig. 3a), el extremo de líquido incluye el diafrag-ma, cámara de desplazamiento del diafragma, válvulasde retención de succión y descarga y extremo de líquido.

En una bomba con diafragma de accionamiento hi-dráulico (Figs. 3b, c y d) el extremo de líquido incluye

Gembre de 1981

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 175

Tipo de unidad motriz

leloadad Rotatoria NeumáwaIlaIKVeloc!dad Lln Eléctr,ca

ajustable

Tipo de mecanismo deajuste de Carrera

Hldráullco

Tipo deextremo de

liquido

N ú m e r o decilindros

Tipo decontrol

Modulacon

de amplitud

Daafragma

Configurada

Plan0

Múltiple

LOCFJIAccionamiento

Eléctrico

Accionamento

mecánico

?g. 1 La clasificación de bombas de volumen controlado incluye factores mecánicos, hidráulicos y de control

uno o más diafragmas, la cámara de desplazamiento deldiafragma, válvulas de retención de succión y descarga,cl extremo de líquido y, a veces, un líquido intermedio.

Diafragmas

Los diafragmas de accionamiento hidráulico puedenaislar y transmiten el movimiento hidráulico de un líquidoa otro. Los diafragmas deben soportar flexiones máxi-mas con esfuerzos inferiores a su límite de resistencia,sin que importe la longitud de la carrera y deben ser desuficientes espesor y densidad para que no penetre el lí-quido en ellos. En un diafragma con accionamiento hi-dráulico se producirán esfuerzos más bajos y uniformesque en uno de acoplamiento mecánico.

El diafragma doble produce una cámara intermedia lle-na con líquido que transmite el movimiento entre los ex-tremos de bombeo y de potencia. El líquido intermediodebe ser compatible con los líquidos del proceso y el hi-dráulico. La cámara puede tener una abertura a fin deintroducir una sonda para detectar una falla del diafrag-ma.

La mayor parte de las bombas tienen diafragmas su-jetos directamente en ella por el extremo de líquido. Pe-ro, en servicios con temperaturas extremosas, con mu-

Brazo de ajuste

cha contaminación o con materiales explosivos, se puedenutilizar diafragmas dobles sencillos de montaje remoto(separado). Más adelante en este artículo aparece infor-mación adicional de los extremos de líquido remotos.

Los diafragmas sencillos y los primarios en las bom-bas de doble diafragma tienen un componente llamadoplaca cóncava para evitar la flexión excesiva (Fig. 3~).Algunos diafragmas (Fig. 3d) absorben la energía durantela carrera de descarga y la liberan durante la carrera desucción a fin de que la bomba tenga altura de aspiraciónadicional .

Válvulas

Para desahogar, compensar o purgar el sistema hidráu-lico, las bombas con diafragma de accionamiento hidráu-lico pueden incluir las siguientes válvulas (Fig. 3d):n Válvula de desahogo de presión. Suele estar incluida en

el sistema hidráulico. Protege la bomba y el motor con-tra una presión hidráulica excesiva que se podría produ-cir si se cierra por accidente una válvula corriente abajo.También descarga el sobrante de aceite que podría en-trar al sistema hidráulico, si, hay agotamiento de aceiteen el sistema de succión.n Válvula compensadora de vacío. A veces se incluye en

el sistema hidráulico para mantener el volumen correcto

Llenador y

Volante externopara ajuste -.

Reductor de.

Válvula de/’ descarga

, Extremo de líqt iidoestándar

-- Diafragma

‘. Válvula desucción

Fig. 2 La bomba de diafragma con acoplamiento hidráulico tiene acción símplex y control manual

176 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

VBlvulas de

.’.. retenci6n de

descarga

V&~ula de] ,, retención de.’ descarga

_. _. _ _ _retención de descarga

I

Diafragma plano

c ’/’ Cámara del

/,’diafragma

‘\ Varilla empuje

Válvulas de- - - retencih d e

succibn

l FlUlO b. Accionamiento hidr8ulico 1 Fh,i”

Válvula de VBlvula de

r- *- retención desucción succión

1! 4

c. Accionamientohidr8ulico Idiafragma 1 FlU]O

a. Accionamiento mecánico Idiafragma ~lanol

de aceite entre el émbolo o el pistón y el diafragma. Estaválvula reemplaza el aceite hidráulico que se pierde porel émbolo o pistón, por cambios de temperatura o porcualquier válvula de purga (sangría) o de desahogo depresión. Si es del tipo correcto y está bien ajustada, per-mite que la bomba logre máxima altura de aspiración.Si está graduada para una presión de apertura muy ba-ja, el aire disuelto en el aceite hidráulico se puede des-prender y producir menor capacidad y funcionamientoerrático de la bomba.n Vúluulu de purgu (sangrado). Suele estar en el sistema

hidráulico para eliminar el aire o vapores que se puedanacumular. Esta válvula puede ser de accionamiento ma-nual o automático cuando funciona la bomba. La válvu-la de purga de la figura 3d es automática y funciona porgravedad. Cuando la bola inferior, pequeña, se mueveentre sus asientos superior e inferior, pasa una pequeñacantidad de aceite por la válvula junto con cualquier gasacumulado.n Válvulas de retención. Se necesitan en los tubos de suc-

ción y descarga de la bomba dosificadora. Una válvuladeja entrar el líquido al extremo de líquido desde el reci-piente, en la carrera de succión del émbolo o pistón; lasegunda válvula deja pasar el líquido del extremo de lí-quido al sistema de descarga durante la carrera de des-carga del émbolo o pistón. Las condiciones difíciles deoperación pueden, a veces, requerir el empleo de dos omás válvulas en los lados de succión y descarga del ex-tremo de líquido. En la figura 4 se ilustran válvulas deretención típicas.

Vúlvulu de bola (Fig. 4a). Una bola de libre movimien-to o baja carga de resorte descansa sobre un asiento anu-lar de modo que la velocidad y la presión diferencial dellíquido que pasa por el asiento levante la bola, para per-mitir el paso en un solo sentido. La bola está guiada porlas paredes del cuerpo de la válvula.

Asiento esférico (Fig. 4b). Su configuración es similar ala de la válvula de bola, excepto que el elemento de vál‘vula no es una esfera y se guía por sí mismo en el cuerpode la válvula.

Asiento cónico (Fig. 4~). El elemento movible es un dis-co y las superficies planas del disco y el asiento tienencontacto para sellamiento.

&j __ DiafragmaExtremo de

r’ liquido

Camara intermediaCtap8n llenador y respiradero1

t

FIUJO

- - - Válvula dedescarga

Válvula de -

_,_ Diafragmatubular

Válvula de____ succión

de vacio -_primario

d. Accionamiento hidr&dico Idiafragma tubular)

Fig. 3 Extremos de líquido para bombas dediafragma

Mecanismos para ajuste de carrera

Para variar la .capacidad de las bombas dosificadoras,se cambia la longitud de la carrera del pistón. El meca-nismo para ajuste puede ser: a) una manivela ajustable,b) un mecanismo de juego muerto o movimiento perdi-do o c) una derivación hidráulica (Fig. 5).

El flujo producido por cualquiera de estos mecanismosde ajuste de carrera es semejante a una media onda se-noidal con plena carrera, para succión y descarga. Cuan-do se reduce el flujo con el ajustador, los flujos de suc-ción y descarga de la bomba son los que se muestran enla figura 6. Con el mecanismo de manivela ajustable, elflujo tiene modulación de amplitud; esto minimiza las ace-leraciones y deceleraciones máximas que se indican conuna pendiente en la figura 6. Esto ocurre tanto en los me-canismos de la bomba y el líquido y suele ser la justifica-ción para escoger este diseño en bombas de 1 hp o ma-yores. En bombas más pequeñas, se puede utilizar unmecanismo de juego muerto o una derivación hidráulicaporque las masas son menores.

Las pérdidas de presión relacionadas con la acelera-ción del líquido en la tubería de succión pueden tener unmarcado efecto en el,funcionamiento de la bomba paraque pueda alcanzar su capacidad. Durante la decelera-ción ocurren aumentos en la presión.,

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 177

Con un ajuste de 100% de la carrera, la aceleracióny velocidad máximas están desplazadas 90’ entre sí, locual va en relación con la rotación del cigüeñal (Fig. 7).Para poder encontrar cuál es la energía necesaria paraque el líquido llegue a la bomba es necesario encontrarla aceleración, a, y la velocidad, V, del líquido durantela carrera de succión y relacionarlas en vectores de com-ponentes para producir la máxima pérdida de carga di-námica.

El movimiento del líquido en el sistema de tubería es-tá en relación con el movimiento del pistón y éste se re-laciona con la rotación del cigüeñal, como sigue:

V = (velocidad del pistón) (A/A,J (1)a = (aceleración del pistón) (A/A,) (2)

en donde V = velocidad del líquido, ft/s y a = acelera-ción del líquido, ft/s, si no se tienen en cuenta la defor-mación y la compresibilidad.

El movimiento del muñón es una armónica simple pe-ro el movimiento del pasador de pistón es una armónicadeformada en la escala de tiempo debido a la cambiantedistancia axial entre ellos. Puede ocurrir deformación adi-cional según sea el método utilizado para ajustar la lon-gitud de la carrera. Por ejemplo, el ajuste del cigüeñal(Fig. 2) hace que la rotación del ciclo de descarga ocurraa unos 10’ de la carrera de succión. Esto reduce la acele-ración durante la parte de admisión de la carrera y redu-ce la parte de descarga de la carrera, en la cual hay máspresión disponible para acelerar el líquido. Si se inviertela rotación del motor, se invierten esas reducciones.

La velocidad axial, ft/s del muñón (Fig. 7) es:

0.512n n sen e = In sed12 x 60 229

La aceleración axial, ftl? del mismo muñón es:

+(Jg)2cose = (-$$Jcose (4)

La velocidad axial aproximada, ft/s del pasador de pis-tón (Fig. 7) es:

J$ [sed + (+j$)sen28](-$j!!) (5)

Con e = 770, la velocidad es máxima o sea:

La aceleración axial aproximada, ft/s’ del pasador depistón es:

T[cose + (3cos28](-$3z (7)

8. Bola b. Asiento esférico

c. Asiento cónico d. Disco plano

Fig. 4 Válvulas de retención de tubos de succión y

descarga de bombas dosificadoras

Notación

A Superficie secciona1 del cilindro, ft2

AP Superficie secciona1 del tubo, ft’a Aceleración, ft/s*C P Viscosidad, centipoisesD Diámetro del cilindro, in

DP Diámetro del tubo, in

s Constante de la gravedad, 32.2 ft/s2

4 Carga de aceleración del sistema

hl Pérdidas por fricción en el sistemaL Longitud de carrera, ft

LP Longitud de tubo de succión, ft1 Longitud de carrera, inM Masa del líquido en ei tubo de succión, IbM Flujo de masa, lb/minN Velocidad del cigüeñal, rpsn Velocidad del cigüeñal, rpm

Pt Presión, lWft2

p2 Presión, lb/ft’

S Presidn, psiA P Presión diferencial (PI - P2), psi

Q Caudal volumétrico, ft3/minR Longitud de la biela, inSp. Gr. Densidad relativa del líquidoV Velocidad, ‘ft/s

VP Velocidad máxima, ft/s1 Eficiencia

7111 Eficiencia hidráulica I

P Densidad del líquido, lb/ft”

178 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Brazo de ajuste

a. Cigüeñal ajustable ) Flujo

Perillad e

de control

Pistón

Pi&”

b. MecBnico, de juego muerto ) Flujo

A Flujo

Perilla de control

c. Derivación hidr6ulicacarrera

Fig. 5 Los mecanismos de control de carrera varíanla capacidad de la bomba

Con 8 = Oo, la aceleración es máxima 0 sea:

l??2 189 ( 1l+& (8)

Estas ecuaciones están trazadas en la figura 7 para unabomba que funcione a 100 rpm con una longitud I de ca-rrera de 3 in y una longitud R de la biela de 6 in.

Los datos de la figura 7 son importantes para el dise-ñador y el usuario de bombas porque la velocidad y laaceleración del pistón también se aplican al líquido quese bombea, como se indica en las ecuaciones (1) y (2).Cuando la aceleración, la velocidad o ambas se vuelvenexcesivas, el líquido se vaporizará o se desprenderán al-gunos gases disueltos y la bomba no se llenará en la ca-rrera de succión. Con diafragma de accionamiento hi-

dráulico, el líquido que se vaporice puede ser el que sebombea o el aceite hidráulico.

Aunque las velocidades del muñón y del pasador depistón (Fig. 7) difieren sólo en 3 %, la diferencia en ace-leración es del 25%. En este ejemplo se utilizó un cigüe-ñal simplificado, sin mecanismo de control de carrera,pues éste aumentaría más la diferencia entre las acelera-ciones.

Criterios para selección

Las bombas dosificadoras de diafragma se seleccionanpara aplicaciones en donde se necesitan las siguientes ca-racterísticas:n Hay que evitar las fugas o la contaminación cruza-

da entre el líquido que se bombea y otros fluidos.n El flujo no se debe alterar con las variaciones en la

presión de descarga.w Se requiere gran exactitud para controlar la capa-

cidad de salida.w La cámara de bombeo debe estar separada del res-

to de la bomba.

Fugas

La ausencia de fugas y de contaminación cruzada sonimportantes cuando se bombean líquidos que son puros,estériles, tóxicos, carcinógenos, radiactivos, con fórmu-las precisas, corrosivos, inflamables, piróforos, explosi-vos, oxidantes o hidrorreactivos. Con estos materiales enlas bombas con sellos mecánicos hay la posibilidad y mu-chas veces se necesitan fugas o escurrimiento para lubri-car el sello. Las fugas requeridas por los sellos dinámicosse pueden evitar que con el empleo de bombas “enlata-das” con propulsión magnética y de diafragma recipro-cante.

Rigidez

El flujo promedio debe permanecer constante cuandocambia la presión en el sistema. En la figura 8 se indicacómo varía la capacidad de las bombas centrífugas, ro-tatorias y reciprocantes típicas en contra de una curvadada de carga del sistema. Cuando cambia la carga delsistema, habrá un cambio en la capacidad de la bomba.Por ejemplo, una bomba para 10 gpm que puede des-cargar a 100 psi, podría tener los siguientes cambios enla capacidad con un cambio de 10 psi en la presión dedescarga:

Tipo de bombaReciprocanteRotatoriaCentrífuga

Cantidad de cambio0.01 gpm con 10 psi0.3 gpm con 10 psi3 gpm con 10 psi

Estos datos indican que la bomba reciprocante es lamás “rígida”, es decir tiene mínima susceptibilidad a loscambios en la capacidad cuando varía la presión de des-carga. La razón principal es que la fuga por las válvulasde retención y sellos de émbolos en las bombas recipro-cantes es más o menos baja.

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 179

Fig. 6 Flujo como función del tiempo de los mecanismos de ajuste de carrera de las bombas de diafragma

Velocidad axialdel muRón

Aceleración axialdel muñbn

%r

0 . 8

0.6

0 . 4

0 . 2

02 0

1 6

1 2

8

4

0

- 4

- 8

-12

-16 j

-20 , I

0 3 0 6 0 9 0 1 2 0 1 5 0 1 8 0Angula del ctghñal, grados

Fig. 7 Velocidad y aceleración de un pasador de pistón y un muñón en un cigüeñal sencillo

180 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

B o m b acent r í fuga

Punto de

// Curva de

/ carga dels is tema

Presión de descarga da bomba -

Fig. 8 Sensibilidad a los cambios en la capacidaden diferentes tipos de bombas

Exactitud

La tercera razón para seleccionar una bomba dosifi-cadora de diafragma es la facilidad con la cual se puedeajustar la capacidad con exactitud para las condicionesrequeridas, como se indica en la figura 9. Se verá quela curva característica no pasa por el cero.

La relación de reducción, linealidad, exactitud en es-tado estable y repetibilidad del flujo son lo que constitu-ye la exactitud total de la bomba. Ahora se definirán es-tos términos.

Relación de reducción es la capacidad nominal divididaentre la capacidad mínima que se puede obtener mien-tras se mantienen las especificaciones de repetibilidad deflujo, exactitud en estado estable y linealidad. Un valortípico es de 1O:l.

Linealidad es la desviación máxima de la línea recta idealque se puede trazar a través de los puntos trazados parapruebas de calibración y que describen la variación enel flujo según la graduación para capacidad. Esta desvia-ción se expresa como porcentaje de la capacidad nomi-nal y un valor típico es de kl.%.

Exactitud en estado estable es la variación en el flujo ex-presada como variación de la capacidad nominal en con-diciones fijas del sistema. Dicha exactitud se aplica entodas las relaciones de reducción y un valor típico es de21 %. En algunas especificaciones se define como unporcentaje del flujo medio entregado, en vez de la capa-cidad nominal.

Repetibilidad delpujo, expresada como porcentaje de lacapacidad nominal describe la reproducibilidad del gas-to de una bomba en condiciones determinadas cuandose varía la graduación de capacidad y luego se vuelve alvalor de referencia que se prueba. El valor típico es defl%.

Cuando se aplican estas definiciones a cualquier bom-ba dosificadora se debe tener en cuenta la diferencia en-tre las exactitudes expresadas como porcentaje de la ca-pacidad nominal (plena escala) y el posible error absoluto.En la tabla 1 se presenta una comparación con el em-pleo de los datos de la figura 9. Se verá que la última líneade la tabla 1 no está dentro de la relación de reducción de1O:l. Por ejemplo, con el 3% de la carrera nominal,una bomba cuya exactitud es de k27.3 cm’$/min entre-ga 2 cm”/min. No hay certeza de si la bomba está en-tregando cero o 29.3 cm”/min. Por ello, no es posibleoperar una sola bomba dosificadora en una gama ilimi-tada de ajuste de carrera tal como 1 0OO:l ni siquiera100: 1 y mantener buena exactitud. Para obtener una al-ta relación de reducción, hay que sumar el ajuste de lavelocidad de la carrera al ajuste de la longitud de carrerao bien dividir la gama de flujo entre dos o más bombasde diferente tamaño o hacer ambas cosas.

Ahora se examinarán las fuentes de errores que exis-ten en las bombas dosificadoras de diafragma y se harásobre la base del volumen de flujo de masa, M, porqueel parámetro importante en la mayoría de las aplicacio-nes es la masa y no el volumen. El volumen de flujo demasa efectivo es:

M = pALnqH (9)

en donde qH, la eficiencia hidráulica, está compuesta porlas pérdidas debidas a 1) la compresibilidad del líquidodosificado y del aceite hidráulico si se utiliza para accio-nar el diafragma, 2) la deformación de la cámara de bom-beo cuando tiene presión y 3) las fugas por los sellos di-námicos, válvulas de retención, válvulas de desahogo,válvulas compensadoras de vacío y válvulas automáticaspara purga, así como el flujo inverso en las válvulas deretención.

El error medio en el fltrjo de masa es:

AA?-=n;r

A continuación se comentará cada uno de los térmi-nos de la ecuación (10) para ver la forma de controlarloy minimizar el error. Esto permitirá seleccionar la bom-ba idónea para la aplicación.

Densidad

Para controlar el cambio en la densidad, Ap, se man-tienen constantes la temperatura, presión y contenido degases del líquido bombeado y del aceite hidráulico, si seutiliza. Para eliminar este error reproducible se calibrala bomba mediante un diseño cuidadoso de la bomba ytubería.

En casi todos los sistemas hidráulicos se succiona algode aire o gas que se mezcla con el aceite. El aceite se sa-tura con el aire o gas y puede tener volúmenes aprecia-

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 181

8 0

Volumen de flujo, cm31min

Fig. 9 La curva de calibración de la bomba indica la respuesta del flujo a un cambio en la carrera

bles de burbujas de gas y su efecto es mayor si el líquidotiene tendencia a formar espuma. Las burbujas siempreocasionarán problemas. Si el arrastre de aire es grande,puede ser necesario desaerear el aceite y el líquido bom-beado.

Con bajas presiones, hasta una burbuja pequeñaaumentará mucho la compresibilidad de un volumen con-siderable de líquido. Cuando aumenta la presión o se re-duce la temperatura, gran parte del aire se disolverá enel líquido. Durante la carrera de succión, la presión enla cámara de bombeo es más baja. Este es el momentoclave para liberar el gas del líquido bombeado pues pue-de alterar seriamente la precisión de la dosificación. Pa-ra evitarlo, se necesita:

1. Instalar la tubería de modo que no haya bolsas degases.

2. Desaerear el líquido bombeado.3. Seleccionar una bomba que no tenga cavidades don-

de se puedan acumular los gases.4. Evitar condiciones de temperatura, presión y flujo

que puedan facilitar la liberación de los gases disueltos.5. Minimizar los volúmenes muertos en la cámara de

bombeo y en las válvulas.6. Proveer un sistema de purga para eliminar el aire.

Superficie del émbolo

El cambio en la superficie del émbolo, AA, ocasionadopor el desgaste influye en la exactitud de la dosificación.El cambio es insignificante salvo que el émbolo sea muypequeño, digamos de 0.125 in de diámetro. En este ta-

maño, un desgaste de 0.001 in en el diámetro cambiarála capacidad en 1.6 7’0, sin considerar las pérdidas por fu-gas. El reemplazo de un émbolo gastado también intro-duce errores debido a las tolerancias de manufactura yse requiere volver a calibrar la bomba.

Para minimizar este error, se deben utilizar pistonesde mayor diámetro que estén bien lubricados y tenganbuenas propiedades de resistencia al desgaste de sellos yse deben proveer materiales resistentes al desgaste paralos diámetros que requieren más control en los émbolos.Esto implica la selección de una bomba que tenga carre-ra lenta.

Longitud de la carrera

El cambio en la longitud de la carrera, AL, influye enla exactitud de la dosificación debido al juego muerto enlas uniones, flexiones y deformaciones por la carga, porun pequeño ajuste y el espesor de la película de lubri-cante. Las piezas bien ajustadas, diseñadas para alta ri-gidez producirán errores muy pequeños. Cuanto más lar-ga sea la carrera, mejor será la resolución. Sin embargo,no se puede confiar en los ajustes de la carrera como in-dicadores de la exactitud de ella. Las holguras totales de0.010 in en un mecanismo de 10 piezas para ajustede carrera producirán un error de 1% en una carrera de1.000 in de longitud. Un ajuste de carrera de 1 000aumentos implica una exactitud de kO.05 7%~ , que es 20veces más precisa que el juego muerto debido a la hol-gura.

Muchas bombas dosificadoras son de control automá-tico. Esto introduce un error adicional en la longitud de

182 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

la carrera debido a los sistemas de retroalimentación, lasexcentricas y también produce ruido, fricción y falta delinealidad. Es casi seguro que este error en los sistemaselectrónicos, neumáticos e hidráulicos agregará un errorde, cuando menos, -tO.5’%. Los sistemas electrónicos di-gitales pueden representar un mejoramiento en este as-pecto.

Velocidad de la carrera

El cambio en la velocidad de la carrera, Sn, como causade errores en la dosificación se puede considerar comorelacionado con las velocidades del propulsor. Aunquela mayor parte de las bombas dosificadoras tienen moto-res de inducción monofásicos o trifásicos, algunas tienenmotores Diesel o de gasolina, motores sincrónicos, mo-tores neumáticos o hidráulicos, motores lineales y sole-noides. Salvo el motor sincrónico todos los demás tienenvelocidades que dependen, hasta cierto grado, de la car-ga. La velocidad de los motores eléctricos varía con loscambios en el voltaje y frecuencia de la corriente.

En la tabla II se ‘indica la variación de un motor deinducción típico de th hp con arranque por capacitar se-gún sea la longitud de la carrera, el voltaje y la frecuen-cia. El motor para esta aplicación es 16% más grandepara que no se dañe cuando la bomba funcione a la pre-sión de la válvula de desahogo.

Para reducir el error en la velocidad de carrera se pue-den emplear motores sincrónicos o de mayor tamaño. Co-mo se indica en la tabla II no hay error detectable entre0 y 50% de carrera. Por supuesto el error aumentaríasi se permitiera la variación en la presión, voltaje y fre-cuencia.

Eficiencia hidráulica

El cambio en la eficiencia hidráulica, &nH, es el últi-mo término de la ecuación (10) que influye en la exacti-tud de la dosificación. Una nIH elevada indica que la bom-ba fue disefiada y fabricada con normas estrictas. Lacompresibilidad, la deformación y las fugas son los fac-tores que alteran la eficiencia hidráulica y se hará un breveexamen de cada uno:

n La compresibilidad ocurre en el líquido dosifica-do y en el aceite hidráulico que acciona el diafragma. Elerror debido a la compresibilidad se puede medir y co-mo es reproducible si se mantienen constantes la tempe-ratura y la presión, se puede aplicar un factor de correc-ción. Este error se puede limitar con un diseño cuidadosoque minimice el volumen muerto en la cámara de bom-beo. Este sistema también ayuda a la rapidez con la cualse puede cebar la bomba.n La deformación es la medida del cambio en el vo-

lumen de la cámara de bombeo con respecto a la presión.Es el estiramiento elástico que ocurre en la estructura.En las bombas con diafragma mecánico, puede ser grandey, a veces, no lineal con relación a los cambios en la pre-sión. En las bombas con diafragma de accionamiento hi-dráulico, el error por deformación puede volverse repro-ducible y lineal respecto a la presión y también en estecaso se puede aplicar un factor de corrección. La defor-

Tabla I Exactitud y error absoluto en bombasdosificadoras

Error típico aFlujo capacidad nominal Error Error

Carrera, principal, con relación de absoluto, absoluto,% cm3/min carga de 1O:l. % cm3/min %

1 0 0 2 735 ?l ?- 27.3 + 1 .o5 0 1 325 i 1 i 27.3 t 2 .125 620 +1 f 27.3 t 4.41 0 200 t1 i 27.3 i 13.7

3 2 ?l i 27.3 f 1.367

mación se vuelve importante cuando la carrera de la bom-ba es corta, por ejemplo $‘í in y la presión de descargaes alta, digamos 1 000 psi. Hay disponibles bombas queminimizan los efectos del error por deformación.

w Las fugas del lfquido bombeado y el aceite hidráu-lico también introducen errores e incluyen las fugas y flujoinverso del líquido por las válvulas de retención; en losdiafragmas hidráulicos, incluyen las fugas por los sellosdinámicos, válvulas de desahogo, válvulas compensado-ras de vacío y válvulas automáticas de purga.

No deben existir fugas por los sellos estáticos que sepuedan ver o localizar con una prueba de burbujas a lapresión de funcionamiento. Las fugas son función de laviscosidad, velocidad de carrera, presión y temperatura.

La experiencia es la base para seleccionar válvulas deretención para el control de fugas. Cuando esta válvulaestá cerrada, es indispensable que forme un sello hermé-tico a prueba de burbujas. El desgaste, la corrosión y lossólidos atrapados tendrán poco efecto en el funcionamien-to de la válvula durante meses o años de servicio, si seselecciona la válvula más adecuada para el servicio.

La selección incorrecta puede producir grandes erro-res. Los materiales más difíciles son los que se bombeana alta presión y las pastas aguadas corrosivas y abrasivasa altas temperaturas. Las velocidades en la válvula se de-ben mantener lo bastante altas de modo que impidan lasedimentación de sólidos. A bajas velocidades, se pue-den acumular sólidos en las cavidades de la bomba queocasionarán mal funcionamiento. Quizá no se puedanemplear asientos de elastómero o válvulas de disco quetengan buena resistencia al desgaste cuando se manejanabrasivos., debido a las temperaturas, presión y corrosión.

La configuración de la válvula de retención debe per-mitir apertura y cierre positivos y rápidos; se pueden lo-grar con válvulas del tamaño, tipo de guía, alzada, fric-ción y flotabilidad necesarias. La apertura y cierre lentos

Tabla II Variación en la velocidad en motor de

inducción con arranque por capacitar

Longitud de carrera, % 1 0 0 JO 50 20 0Velocidad, rpm 1 760 1 7 7 0 1 780 1 780 1 780

Entre 50% y 100% de la longitud de la carrera, el error es de 1 .l%. El motores de % hp y trabaja con voltaje y frecuencia constantes e impulsa una bombaque funciona con presión constante.

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 183

producirán grandes errores en la dosificación porque ellíquido pasará en sentido inverso por la válvula mientrasestá cerrado. Por lo general, 1) el aumento de la vis-cosidad por baja temperatura del líquido bombeado y unacarrera reducida hacen más lento el cierre de la válvulade retención y 2) una fuerte carga de resorte, baja pre-sión de bombeo y el peso excesivo del elemento moviblede la válvula de retención producen cierre rápido y posi-tivo.

En una instalación en la cual se emplea la válvula derctcnción con fuerte carga de resorte ocurrirán proble-rnas porque la bomba requerirá una presión de succiónmás elevada que la disponible en el sistema. Una bombade carrera lenta puede costar mucho más que una de ca-rrcra rápida pero tendrá mayor duración.

Una ecuación simplificada

Ya se han comentado todos los elementos que contri-buyen a las inexactitudes en el flujo de masa. Hay unasimplificación aplicable a bombas dosificadoras de dia-fragma, que funcionen con un líquido de propiedades decompresibilidad similares a las del agua. Se trata de:

A? = p A L n (0.99 - k PS) (11

en donde P,; es la presión de descarga de la bomba, psi.La constante 0.99 es para incluir las tolerancias de ma-nufactura y k es para compensar las demás pérdidas yequivale a 1% de pérdida por cada 100 psi. La ecuación(ll) también se puede escribir:

hi = A L n (0.99 - 0.0001 Ps)

La ecuación (11) se puede escribir sobre la base del gas-to volumétrico como:

Q = A L n (0.99 - 0.0001 PJ (12)

Para una bomba perfecta:

Q /Jm,n ta =ALn (13)

Al aplicar la ecuación (13) a los datos de la bomba dela figura 9, se encuentra:

= (a/4) (1.25)2 (1) (140) (16.387) (14)= 2 815 cm3/min (15)

Ahora, al aplicar las tolerancias y utilizar la ecuación(12):

Q,,<,<,,,/,, = 2 815 [0.99 - 0.0001 (325)] (16)Qi~rr,~ir~~ii = 2 695 cm3/min (17)

Los gastos que se acaban de calcular están trazados enla figura 9 junto con los gastos de otros ajustes de carre-ra. Los resultados en una prueba real de una bomba que-dan entre los gastos de la bomba perfecta y los de la bom-ba predicha.

1 Funcionamiento remoto (a distancia)

En una bomba dosificadora de diafragma es posibhtener la cámara de bombeo en un lugar distante. Estanecesidad puede surgir cuando se trabaja con tempera-turas muy altas o muy ba,jas o se mane.jan líquidos ra-diactivos, estériles o peligrosos, gases licuados y metaleslíquidos.

Los productos a temperaturas menores a 40°F y ma-yores de 180°F, en casi todos los casos, ocasionan condi-ciones difíciles de funcionamiento en las bombas con dia-f’ragma hidráulico. El aceite hidráulico se puede volvermuy viscoso a bajas temperaturas y descomponerse a al-tas temperaturas.

Para operar esas bombas sin problemas con tempera-turas extremosas y en aplicaciones para productos peli-grosos, se pueden seleccionar diversas combinaciones deválvulas y extremos de líquido para que funcionen remo-tos (a distancia) de la caja de engranes y el pistón dosifi-cador de la bomba, como los ilustrados en la figura 10.

Sc recomienda una válvula de retención montada acierta distancia del extremo de líquido (Fig. loa) paratemperaturas superiores a 180°F y hasta de 1 600°F. Lasválvulas pueden retener los productos a altas temperatu-ras y mantener una gradiente para aislar el diafragmay el líquido hidráulico. Se pueden manejar líquidos queno se vuelvan demasiado viscosos o se congelen a tempe-ratura ambiente.

Este sistema también es útil para líquidos que tienengases disueltos o arrastrados. El líquido retenido en el tu-bo de conexión entre las válvulas remotas y el diafragmadel extremo de líquido, está sometido a pulsaciones al-ternativas, pero no recircula. Como resultado, los gasesdisueltos o arrastrados se disocian y elevan hasta las vál-vulas y d-jan una pierna de transferencia de líquido nocompresible.

Si el extremo de líquido (Fig. 10b) está colocado entrela bomba y las válvulas de retención puede mane,jar pro-ductos a temperaturas hasta de 275OF. Esto aumenta lavariedad de líquidos que se pueden bombear y que SC so-lidificarían a temperaturas ba.jas.

En la figura lOc se ilustran el extremo de líquido condiafragma sencillo y válvulas para aislar el producto dela bomba. Este conjunto tiene capacidad para temperatura máxima de 150°F con diafragma de plástico o de273OF con diafragma metálico y con aceite hidráulico nor-mal. Con un aceite especial se puede emplear hasta500°F.

Los extremos de líquido colocados a distancia a me-nudo se sumergen en un recipiente con producto calien-te; pueden tener conductos internos para circular vaporo líquido para transferencia de calor o pueden tener ais-lamiento para mantener la temperatura correcta. Este ex-tremo se puede utilizar para aplicaciones a bajas tempe-raturas, como el bombeo de gases licuados. El extremoremoto se puede colocar detrás de una barrera, dentrode una celda para pruebas e incluso dentro de un auto-clave.

Para aislar el producto y utilizar un fluido para trans-ferencia que sea compatible, se puede utilizar la disposi-ción de la figura 10d. El extremo de líquido remoto es

184 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

8. VBlvula de retención

kfc. Extremo de liquido

remo de líquido ya de transferencia

Icabeza detransferencia B”la bomba)

8. Doble diafragma(en la bomba)

M g. Doble diafragma

Fig. 10 Válvula y extremo de líquido remotos paratemperaturas extremas

similar al de la figura 1Oc pero la cabeza de transferenciaestá montada en la caja de engranes. Esto permite usardiversos líquidos dentro del sistema de transferencia hi-dráulica entre el extremo remoto y la cabeza de transfe-rencia. Con este diseño se puede trabajar con tempera-turas desde -185OF hasta + 800’F. Si se combina elsistema de la figura 10d con las válvulas remotas de lafigura loa, la temperatura máxima puede ser hasta de1 600’F. Una aplicación es la dosificación de cloro líquidoa -3O’F con el empleo intermedio de transferencia quesea un hidrocarburo halogenado que no reaccione con elcloro u otro líquido de proceso.

En la construcción de doble diafragma (Fig. loe) seutilizan: 1) un diafragma para aislar el líquido que sebombea, 2) una cabeza intermedia que contiene un lí-quido inerte para el producto químico que se bombea oque no contamine el proceso y 3) un diafragma de trans-ferencia para aislar el líquido hidráulico.

Este conjunto está destinado a manejar productos es-tériles en la industria farmacéutica. El líquido de trans-ferencia entre los diafragmas suele ser agua. Antes y des-pués de cada corrida de dosificación, se esteriliza todoel conjunto con vapor. Otras aplicaciones son para bom-beo de productos que reaccionan en forma violenta conel aceite hidráulico o a los cuales hay que retener en casode rotura del diafragma.

El conjunto de la figura 10f es casi igual al de la figuralOd, excepto que la cabeza de transferencia está entre labomba y el extremo de líquido remoto. Se pueden man-tener temperaturas continuas hasta 275’F con diafrag-ma metálico o de 150°F con diafragma de plástico en lacabeza de transferencia, lo cual permite el empleo de unlíquido para transferencia que se podría solidificar o vol-ver demasiado viscoso a bajas temperaturas. Este siste-ma se destinó originalmente para manejar líquidos ra-diactivos con extremo de líquido soldado, el cual se colocadentro de un blindaje para no dejar pasar la radiación.La cabeza aislante intermedia es una zona de medianaseguridad y la bomba se encuentra en la plataforma deoperación.

Para aplicaciones de bombeo de líquidos piróforos ode explosivos, el conjunto de doble diafragma (Fig. loe)se instala como cabeza remota (Fig. 1Og). El extremo re-moto se monta dentro de una celda o un cuarto blindadoy se mantiene caliente para que el producto siga fluido.Se puede trabajar a temperaturas hasta de 500’F. Coneste sistema se ha manejado trinitrotolueno.

Fluidos para transferencia de calor

Cuando se necesitan extremos para líquido remotos,hay que tener especial cuidado con el tipo de fluido utili-zado para transferir la acción del pistón de la bomba aldiafragma.

En todas las unidades de diafragma sencillo es necesa-rio utilizar un producto compatible con el lubricante pa-ra engranes. Algunos aceites hidráulicos de máxima ca-lidad tienen la lubricidad necesaria para utilizarlos en losengranes y cojinetes para la transferencia hidráulica, yse pueden utilizar a temperaturas hasta de 500“F.

En las unidades de doble diafragma se puede utilizarcualquier producto que sea estable en las condiciones defuncionamiento; por ejemplo, para bajas temperaturas,alcoholes, benceno y ciclohexano y para altas tempera-turas aceites de petróleo y sintéticos, siliconas, aceites defluorocarbonos, polibutanos, polifenoles y aleacioneseutécticas.

Carga neta positiva de succión requerida

La carga neta positiva de succión requerida (NPSH),,es la presión total de succión, superior a la presión devapor, para que la bomba tenga exactitud satisfacto-

Suministro abierto

Pérdidas por fricción ensucción kubo y accesM¡osl.

instenténeas méximas

Carga de aceleración. _ _- 2instantánea méxima

I Presión absoluta de vapor dla temperatura de bombeo¡ s

I

más 5 psi 5

---* 3

n=c :Q2 <

1,-

Méxima altura deasp~raci<>n posible

tanque abierto Ti rnqua abierto

PBrdidas por fricciónen succión

- - - ,tubo y accesoriosl.im.tanténees máximas

Carga de aceleración- ihsmiénea méxima

Presb absoluta de vapor(8 temperatura de bomb4

Carga eriética d e Ce& desucción minima brida de

requerida entrada

INP.SHlnmin =

(h, + p,, - <P” +Jup& + vpmáx.)

Suministro cerrado

Presi.511 absoluta ~resi6n absoluta de vapor

en la fuente - - - -

Perdidas p& fricción ensucción (tubo y acces0ri~4.

instanténeas máximas

carga de aceleración--- instenténea méxima

(NPSHl,,,,;n =

h,-Jch‘)*& +M,)*, L - - - - -Centro & brida de entrada

Fig. ll Relaciones del sistema de succión para bombas dosificadoras de diafragma

186 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

ria en la dosificación. La (NPSH), incluye pérdidas decarga de velocidad, h, en las válvulas de succión y laspérdidas internas por fricción y aceleración de la bombae incluye también:

w La presión requerida para 1) evitar la liberación delaire o gases disueltos en el líquido que se bombea o enel aceite hidráulico y 2) suprimir la cavitación.n Pérdidas en la presión utilizada para mover cuales-

quiera diafragmas o el aceite hidráulico.n Presión requerida para el funcionamiento de’la vál-

vula compensadora de vacío, si se utiliza.El fabricante de las bombas determina, mediante prue-

bas, la (MPSH)), a su capacidad y presión nominales; elusuario no la &YJA ni la especifica. Los uakxe3 típimde (NPSH), son de 2 a 10 psia.

La (NPSH), de la bomba se compara contra la carganeta positiva disponible (NPSH), del sistema. Para fun-cionamiento satisfactorio, la (NPSH), debe ser mayorque la (NPSH),, en alrededor de 5 psi. Cuando en unabomba de volumen controlado se utiliza un diafragmade accionamiento hidráulico, hay dos líquidos en la bom-ba: el bombeado y el aceite hidráulico. Para esta situa-ción, el fabricante, a veces, especificará dos condicionespara satisfacer la (NPSH),.

La (NPSH), no incluye los parámetros del sistema pa-ra la carga de aceleración h, ni las pérdidas h, por fric-.ción en la succión. La (NPSH), debe ser mayor que la(NPSH), para evitar la cavitación del líquido bombea-do o del aceite hidráulico y para asegurar el buen fun-cionamiento de la válvula compensadora de vacío.

Pérdidas por fricción en el sistema

La carga de fricción, (/z,),~,, (Fig. ll) suele estar ba-sada en la velocidad o gasto máximos para asegurar laexactitud de la dosificación; el gasto máximo, por supues-to, siempre es mayor que el promedio. Por ejemplo, enuna bomba símplex, el gasto máximo, en teoría, es T ve-ces mayor que el promedio. En una bomba dúplex, elgasto máximo es de 42 veces mayor que el promedio(Fig. 12). Por lo general, no se tiene en cuenta la (h/>,dXen sistemas en que la viscosidad del líquido es de 50 cpo menos, excepto en bombas de velocidad muy baja, por-que la caída máxima de presión se determinará por lacarga máxima de aceleración en vez de con la caída má-xima de carga de fricción.

Carga de aceleración del sistema

Hay que acelerar el líquido que hay en los tubos desucción y descarga de las bombas dosificadoras, porqueel flujo o caudal varía con el tiempo. Esto requiere caí-das y ascensos alternados de presión. La caída instantá-nea de presión necesaria para acelerar la masa de líqui-do en el tubo de succión o el aumento instantáneo depresión para acelerar la masa de líqui-do en el tubo dedescarga se denominan carga de aceleración.

Para entender mejor el concepto de la carga de acele-ración y cómo se puede calcular, se hará referencia a unabomba símplex. Con referencia a la figura 13, se consi-

Bomba simplex Bomba dúplex

Flujo mhimo = ?! X flujo promedio1

$X promedio

L 0 180 360 0 180 3 6Angula del cigiwlial. grados

Bomba triplex Bomba cuhdruplex

ci 0 180 3 6 0 0 180 3610 Angula del cigüeñal, grados.=E

4s Bomba quíntuplex Bomba shtuplex

161.8153.9

100

0 1 8 0 3 6 0 0 1 8 0 360

Angula d e l cigüeñal, grados

Fig. 12 Multiplexación de bombas idénticas deacción sencilla con velocidad constante ycarrera máxima

derará el instante justo después de que la bomba ha ini-ciado su carrera de succión.

Volumen de líquido en el cilindro:

v = A(L/2) [ 1 - cos(2n Nt)]

Gasto volumétrico de líquido al cilindro al tiempo t:

dv/dt = TA L Nsen(2rr Nt) (19)

Velocidad instantánea del líquido en el tubo de suc-ción al tiempo t:

a!X - 1~ALNsen(2nNt)Ti= AP

(20)

La aceleración instantánea en el tubo de succión es:

d2X 2r2A LN27=

4 >cos(2m Nt) (21)

La aceleración máxima entonces es:

(22)

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 187

La fuerza F requerida para acelerar la masa de líqui-do en el tubo de succión la suministra la presión diferen-cial entre P, y P2 que actúa en la superficie transversal,A, del tubo o con:

(23)

La masa de líquido es:

M = A,L,p (24)

Con el empleo de las relaciones de las ecuaciones (18)a (24), encuéntrese la caída máxima de presión a fin deevaluar la carga de aceleración:

(25)CPI - P2Luí~. = g(-g)&

(26)

(PI - ~2Ll¿iz. =

AP&, =

(y)(L N2)($- ( 2 7 )

2m2 x 62.4L,(Sp. Gr.)ln2 232 .2 x 3,600 x 1 2 X 144 (28)

AP&,, =

0 bien, en términos de la velocidad máxima V,, en eltubo, con lo cual se eliminan las dimensiones de la bom-

ba:

AP?n&. =LP (Sp. Gr.)n Vp

710

Al convertir AP,nnX a pies de líquido se obtiene la car-ga de aceleración (hJmi,, en pies. Por tanto:

vcAmi, =L ln2D2

(7.04 ; 104)(DJ2

Posición del pjstón ,,/’cuando el cigüeñalestá en la posición

de las 3 horas

bil\_--- 4

Fig. 13 Relación entre el mecanismo de circulacibny el flujo en una bomba símplex

0 bien, en términos de la velocidad máxima Ve en eltubo:

(hJmaz, = LP n Vp /307

La caída máxima, [según la ecuación (31)] en el tubo,debida a la aceleración se suele modificar porque está ba-sada en movimiento senoidal puro del émbolo o del pis-tón. En casi todos los sistemas, el líquido tendrá acelera-ción adicional cuando se cambia su sentido de circulaciónen los codos y válvulas. Asimismo, los mecanismos dejuego muerto, los de cigüeñal para ajustar la carrera, lacompresibilidad del líquido y la deformación del sistema,a menudo, modifican la sinusoide esperada, por lo cuallas aceleraciones reales son mucho mayores (Fig. 7) quelas predichas con la ecuación (31).

Por estas razones, la caída máxima de presión debidaa la aceleración se suele aumentar en un 35 % . Por ello,se pueden ver correcciones de las ecuaciones (29) y (31)en las siguientes formas:

Acxiz./corr =1.35Lp (Sp. Gr.) n V

710

v%And+.,com = 1*353LOP7n vp = 217”p (33)

Carga neta ositiva de succióndisponible piPSH),

La (NPSH), debe ser mayor que la (NPSH),. En ca-so contrario, se pone en peligro la exactitud de la bombay puede ocasionar ruido, pérdida de capacidad y pocaeficiencia y, en casos extremos, la destrucción de la bom-ba. Por fortuna, la pérdida máxima de carga de acelera-ción, en teoría, ocurre en el punto de mínima pérdidapor fricción, es decir,cuando la aceleración es máximay la velocidad es mínima. Ambas se pueden maximizaral combinarlas como sigue:

Estas modificaciones dan por resultado las siguientesfórmulas para obtener la máxima (NPSH), en un siste-ma que tenga bomba de volumen controlado (Fig. ll).

Sistema abierto con altura de aspiración: ’ v

(NP=% mínima =

f’a - (p, + 4 + dP,E,á,. + &z)L.) (35)

Sistema abierto con succión sumergida:

(NPSH), mínima =

(4 + P,> - (P, + dvgIúZ. + (4dL.)

Sistema de suministro cerrado:

(NPSH), mínima = h, 2 dvq,,. + vcxáz.

(36)

(37)

188 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

EJimplo: Se va a dosificar ácido sulfúrico con densidadde 1.83, viscosidad de 25 cp y presión de vapor de 0.01psia, a nivel del mar, a un volumen promedio de 234 ga.l/h(3.9 gpm) con máxima carrera. La carga de succión conbajo nivel del tanque es 4 ft de ácido encima de la líneade centros de la bomba. Hay un tramo de 20 ft de tubocédula 40 de 1% in entre la bomba y el tanque. Se selec-ciona una bomba de 50 carreras/min, longitud máximade carrera de 3.2 in y pistón de 2.5 in de diámetro. La(NPSH), especificada por el fabricante es de 4.5 psi.iResultarán satisfactorios la bomba y el sistema?

Para empezar el análisis, hay que recordar que la pre-sión atmosférica Pa = 14.7 psia. Dado que hay succiónsumergida, la carga estática de 4 ft de ácido se conviertea presión, o sea hr = 4(1.83)/2.31 = 3.17 psi. La pre-sión absoluta de vapor P, es la suma de la presión mí-nima requerida de vapor de 5 psi más la presión de va-por del ácido de 0.01 psia o sea, P, = 5.01 psia. Senecesita esta P, para evitar la liberación del aire o gas di-suelto dentro de la bomba.

No se tiene en cuenta la pérdida máxima por fricción(Ir,),&, porque la viscosidad es menor de 50 cp y la ve-locidad de la bomba es moderada. Cuando se utiliza esetérmino, se calcula a la velocidad máxima para las pér-didas en el tubo, accesorios y válvulas. En este caso, sedebe utilizar la longitud efectiva del tubo y no L, que esla longitud real del tubo.

Después, se calcula la velocidad promedio, V, del lí-quido con:

v = (7714) (2.5/12)* (3.2/12) (58w) = o 62 ft,s(lr/4) (1 610/12)* ’

en donde D = diámetro del cilindro, in; L = longitudde carrera, ft; N = velocidad del cigüeñal o carreras, rpmo carrerasls y Dp = diámetro interior del cilindro, in.Esta es la velocidad promedio. La velocidad máxima, Vpes 0.62~ o 1.95 ft/s. Una velocidad máxima de 4 ft/s se-ría sospechosa en una bomba de volumen controlado.

Ahora, se debe establecer la carga máxima de acelera-ción, (h,),,, con la ecuación (32):

Apmíz./com =LP (SjI. Cr.) nvp

525

eb&./corr. = 2W1.83) (58) (1.95) = 7.88 psi525

Para establecer ahora la (NPSH), mínima se sustitu-ye en la ecuación (36) para un sistema abierto que tengasucción sumergida:

W’Sff)am;n = (3.17 + 14.7) - [5.01 + d0 + (7.88)*](NPSW+,, = 17.87 - 12.89 = 4.98 psia.

La (NP&?), según el fabricante de esta bomba es de4.5 psi. Dado que la (NPSH), de 4.98 psia es más alta,el sistema funcionará sin cavitación.

Tubería del sistema

Cualquier sistema en que se vayan a instalar bombasdosificadoras de diafragma se debe diseñar para aceptarflujo y velocidad máximos (Fig. 12). Con una bomba sím-plex, el flujo máximo es a multiplicado por el flujopromedio. Cuando las velocidades máximas ponen enpeligro el funcionamiento de la bomba, las siguientescorrecciones reducirán las pérdidas instantáneas de pre:sión debidas a la fricción y la inercia, a fin de lograr fun-cionamiento satisfactorio de la bomba:

1. Acortar la tubería. Las pérdidas por inercia van enproporción directa con la longitud de la tubería.

2. Utilizar tubo de mayor diámetro para reducir la ve-locidad del líquido. La velocidad varía en relación inversacon el cuadrado del diámetro interior del tubo. Las pér-didas por inercia están en proporción directa con la ve-locidad del líquido.

3. Reducir la velocidad de la bomba con el empleo deun pistón más grande. Las pérdidas por inercia están enproporción directa con la velocidad de la bomba.

4. Pensar en el empleo de pistones adicionales. Un nú-mero impar de pistones minimiza la variación en la ve-locidad, por comparación con un número par.

5. Utilizar un amortiguador de pulsaciones. Los re-sultados dependerán del tamaño, tipo, ubicación y pre-sión de carga. Un amortiguador adecuado puede ser unasolución eficaz.

6. Utilizar una bomba reforzadora.7. Utilizar válvulas de entrada más grandes en la bom-

ba para disminuir los requisitos de succión. Esto puedeaumentar las pérdidas hidráulicas de las válvulas.

8. Aumentar la carga en la bomba ya sea con la eleva-ción del suministro, poner más baja la bomba o aumen-tar la presión del tanque.

9. Aumentar la temperatura del líquido para reducir-le la viscosidad.

10. Reducir la temperatura del líquido para bajar lapresión de vapor.

ll. Cambiar la bornba por otra que necesite menorpresión en la entrada.

Además, en el sistema se debe incluir un aumentoadecuado de presión en la bomba para el buen funcio-namiento de las válvulas de retención. Los fabricantesespecifican un aumento de presión de 10 a 20 psi. En ca-sos raros, la presión de entrada es muy alta y sobrecargala bomba; los fabricantes establecen las presiones máxi-mas permisibles en la entrada.

Multiplexación de las bombas

La multiplexación es accionar más de una bomba conuna sola unidad motriz. Esto se hace para 1) tener ma-yor relación de reducción, 2) mejorar la eficiencia, 3) pro-ducir mayor flujo, 4) reducir las pulsaciones, 5) obtenerdosificación precisa.

La relación normal de reducción de presión de unabomba es alrededor de 10: 1. Con el empleo de dos bom-bas, que pueden o no estar movidas por el mismo mo-tor, esa relación se puede aumentar hasta 100: 1. Si am-bas bombas tuvieran el mismo motor, aumentaría la

Reductor de

Motor (velocidad

8. Cuedrúplex; cada bomba funciona e velocidad diferente

Los pistones A y B están sincronizados para mezclado de máximaeficiencia. Los otros pistones estan equiespaciados para tener cargauniforme en el motor.

b. SBptuplex; funcione a dos velocidades diferentes

Fig. 14 Multiplexación de bombas dosificadorasdiafragma

Durante la carrera de succión se reduce la carrera de la bomba

Freno de reducción aplicado;el disco no puede girar

El freno y embrague de un solo sentido

I hacen girar el tomillo moleteado a la

#’ derecha durante la carrera de succión

d e

La tueica y el embraguede un solo sentido

montados en el disco sólopermiten rotación en un

sentido

entrada a lab o m b a

II

lomillo de ajuste decarrera de bomba

Fig. 15 La longitud de carrera del pistón se ajustacon el tornillo del embrague

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 189

eficiencia total. La razón es que el motor funciona muypor abajo de su carga nominal durante la carrera de suc-ción y con esa carga reducida, el motor trabaja sin eh-ciencia.

Se puede lograr mayor flujo si se multiplexan las bom-bas. En la figura 12 se ilustra la combinación de los flu-jos si los cigüeñales de cada bomba están equiespaciadosentre sí en sentido angular. Si el líquido de todas las bom-bas entrase a un múltiple, disminuirían las fluctuacionesde presión dentro de él. Asimismo, el par requerido porel motor se mantendría a un valor alto y uniforme, lo cuales eficiente.

Los elementos múltiplex con número par (Fig. 12) pro-ducen mayores variaciones en el flujo y en el par y, enconsecuencia, tienen pérdidas más altas de eficiencia ypresión que los elementos con número impar.

La figura 12 está basada en el movimiento armónicopuro de pistones idénticos. No se han tenido en cuentala deformación de la estructura, la compresibilidad dellíquido, el flujo inverso en las válvulas, flexiones y juegomuerto en los mecanismos ni las distorsiones en las ar-mónicas.

La multiplexación se utiliza también para lograr dosi-ficación precisa de dos o más líquidos. En la figura 14se ilustran en forma esquemática las disposiciones cuá-druplex y séxtuplex. La cuádruplex tiene pistones de ta-maños distintos que funcionan a diferentes velocidades.Los pistones más grandes están más cerca de la potenciade entrada para quitarles la carga a los más pequeños.,Se han seleccionado las bombas de baja velocidad parabombear líquidos de gran viscosidad.

La disposición en séptuplex (Fig. 14b) funciona a dosvelocidades. Dos de los cigüeñales tienen ubicación an-gular idéntica para lograr el mezclado lo más uniformeque sea posible de las descargas de los dos pistones. Estotambién minimiza la posibilidad de cualquier flujo inversode una bomba a otra.

Control automático

Por lo general, el flujo de salida de la bomba se ajustaen forma manual a valores determinados. También sepuede variar en forma automática mediante señales decontrol del proceso para mantener un valor de referen-cia o cumplir con los requisitos del proceso. Por ejem-plo, el flujo de ácido a una reacción de neutralización sepuede controlar en forma automática con una señal deun potenciómetro (medidor del pH) colocado en la des-carga de la cámara de reacción. Para variar el flujo secambian la velocidad del propulsor o la carrera de la bom-ba. Ahora se describirán algunos de los métodos para lo-grar el control automático.

Unidades motrices de velocidad variable

Las unidades motrices de velocidad variable cambianel volumen de la bomba por medio de componentes ex-ternos. Las unidades motrices mecánicas de relación ajus-table son de limitada utilidad en las bombas dosificado-ras, pues son grandes, ruidosas y un tanto inexactas. Loscontroles electrónicos para el motor no tienen la mayor

190 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

parte de las limitaciones de las unidades motrices mecá-nicas ajustables. Pero se debe tener cuidado de hacer con-cordar las características del motor y la unidad motrizcon las de la carga de la bomba. Los controles electró-nicos ya han alcanzado un alto grado de perfec&ona-miento.

Actuadores neumáticos

Para ciertas instalaciones se prefieren los actuadoresneumáticos, en especial en atmósferas peligrosas para eli-minar el riesgo de chispas de los controles eléctricos. Labomba con control neumático puede ofrecer también ven-tajas de costo. La carrera se ajusta con un cilindro neu-mático que es el actuador y se controla con un ubicador(‘ ‘posicionador’ ‘). El ubicador compara la señal de con-trol del proceso con una señal de retroalimentación deun resorte de ubicación conectado con el eje del actua-dor, por lo general por medio de un sistema de equili-brio de fuerza y amplifica la señal de error resultante pa-ra impulsar al actuador.

Los actuadores neumáticos son compatibles con diver-sas señales de control y sus gamas típicas son 3 a 15 psig,3 a 39 psig y 3 a 26 psig. También hay disponibles mu-chos instrumentos y controles que son análogos neumá-ticos de la mayoría de las funciones de los sistemas delos actuadores eléctricos.

Actuadores eléctricos

Casi todos los actuadores eléctricos funcionan aon ser-vomotores y se controlan con circuitos amplificadores li-neales de estado sólido. La posición del actuador, quecontrola la longitud de la carrera, se mide con un poten-ciómetro impulsado por el eje del motor. Si existe unerror entre la señal de control y la del potenciómetro,el servomotor modificará la longitud de la carrera paralograr cero error.

La señal de salida (posición de la bomba) generada enel circuito de retroalimentación, se utiliza a veces paraenviar señales a otros equipos y procesos relacionados conla bomba dosificadora. Los controladores de bombas soncompatibles con una serie de sistemas e instrumentos decontrol que incluyen conmutación manual, accionamientomanual, medidores y registradores; este equipo puede es-tar instalado en la bomba o en un lugar distante. En to-dos los casos, los errores del controlador y de procesa-miento de señales se deben sumar al error de la bombapara determinar la exactitud del sistema.

En las aplicaciones críticas por razones de seguridado económicas, se debe examinar el funcionamiento delcontrolador en caso de una interrupción de señal; el sis-tema se debe diseñar para alguna de las tres acciones si-guientes que se prefiera:1. Volver a cero carrera.2. Volver a carrera total.

En muchos actuadores eléctricos se utiliza una fuente 3. Permanecer en la posición en que estaba en el mo-externa de corriente pero el ilustrado en la figura 15 casi mento de la interrupción.

i, <‘9: <:;r &Señal, mA o (psi)

Fig. 16 Modos de control

no consume corriente. Tiene un sistema de embrague yfreno que ajusta la carrera de Ja bomba y absorbe ener-gía durante la carrera de succión de la bomba. Los ac-tuadores eléctricos son compatibles con otras señales decontrol lineal tales como las de 1 a 5 o de 4 a 20 mA deCC y de 0 a 10 volts CC asi como con un control externocon potenciómetro.

Los actuadores y controles eléctricos se construyen paracumplir con las normas NEMA 4 (sellado contra aguay polvo) y, como opción, NEMA 7 (a prueba de explo-siones).

Los interruptores limitadores en casi todos los actua-dores cortan la corriente en caso de un recorrido excesi-vo para proteger el actuador y la bomba. Estos interrup-tores también pueden producir señales de alarma. Aveces, los actuadores pueden tener cancelación manualpara permitir utilizarlos para ajuste manual de la carre-ra. Hay disponibles aparatos para convertir las señalesde control a fin de tener compatibilidad con sistemas neu-máticos, los electrónicos digitales y analógicos.

PH

Señal. mA o Ipsil.Del medidor o controlador de pH

para sistemas automhticos

BOMBAS DOSIFICADORAS DE DIAFRAGMA 191

1 0 0 10 .0

9 0 9 .0

p 80 8.0aI5 70 7.0$j 6 0 6 . 0 ::

2 50 5.0 2 2r0 4 0 4 . 0 z-g VI

30 3.08

20 2.0

1 0 1 .0

‘00 3 0 6 0 9 0 120 150 180 210, 240

Capacidad, gai/h

Fig. 17 El control de relación produce lacompresión lineal de bombas decarrera completa

Modos de control

El modo de control más común es el de acción directaen el cual el intervalo de 0 a 100% de la salida de la bom-ba corresponde directamente al intervalo de la señal decontrol. Por ejemplo, una señal de 4 a 20 mA produciríacero salida a 4 mA y 100 % de salida a 20 mA. En el mo-do de acción inversa, se invierte el procedimiento, es de-cir, una señal de 4 mA produciría 100% de salida y unade 20 mA produciría cero salida (Fig. 16a).

El control dividido es hacer funcionar varias bombascon una sola señal de control. Su empleo más común escontrolar el bombeo en una gama más amplia que conuna sola bomba. Por ejemplo, una bomba dosificadoratípica puede tener funcionamiento preciso con una rela-ción de carga de 10: 1, pero la exactitud se reduce a me-nos de 10% del volumen nominal. Una bomba más pe-queña, que tenga el 10% de la capacidad de la primerabomba y también una relación de carga de 10: 1, funcio-naría con exactitud con sólo 10% de su capacidad, lo cualcorresponde a 1% del intervalo de la bomba grande.

La operación de estas dos bombas en el mismo siste-ma y con la misma señal de control produce una rela-ción neta de carga de 100: 1 en vez de 10: 1 de cualquierade las dos bombas. En la figura 16b se presenta un ejem-plo de control dividido con el cual se obtiene la neutrali-zación mediante control del pH cuando se agrega cáusti-co con una bomba y ácido con la segunda.

Control de relación

El control de relación es la compresión lineal del fun-cionamiento de la bomba en intervalo completo al inter-valo parcial de una señal de control. Por ejemplo, unabomba que funcione con un control de relación de 50%en respuesta a una señal de control de 0 a 10 volts, abar-caría de 0 a 50% de su carrera nominal (Fig. 17). Estemétodo de control también se aplica a los actuadores eléc-tricos.

Se pueden medir cantidades discretas de líquidos conel proceso conocido como tonteo, en el cual se hace fun-cionar una bomba determinado número de carreras quecorresponden al volumen requerido. El motor se para conuna señal de un contador electrónico accionado por uninterruptor limitador montado en el mecanismo de ca-rrera de la bomba.

Materiales de construcción

Debido a que la bomba de diafragma está exenta defugas, a menudo se selecciona cuando el líquido que semaneja es corrosivo o abrasivo. Los componentes de labomba que no están en contacto directo con el líquidose suelen hacer con hierro fundido, acero, aluminio, bron-ce o plástico. Su tamaño se determina para absorber lascargas y minimizar las flexiones y deformaciones paramantener la exactitud de la dosificación y resistir las con-diciones severas de trabajo.

El extremo de líquido presenta un problema muy di-ferente. Los factores a considerar son: experiencia en laoperación, uso temporal 0 por largo tiempo, costo, ca-racterísticas del líquido tales como temperatura, concen-tración de sólidos o gases arrastrados y el grado de pro-tección requerido.

Los fabricantes de bombas tienen datos de la resisten-cia a la corrosión de diversos materiales que sólo se pu-blican como guía y están basados en la experiencia delfabricante y los datos de pruebas de usuarios y provee-dores de los materiales. Una ligera corrosión que se pue-de permitir en una instalación, sería inaceptable en otra.

El mecanismo de la corrosión es tan complejo y las con-diciones que influyen en la capacidad de un material pa-ra que resulte económico o adecuado son tan variables,que no se suelen hacer recomendaciones en cuanto a laresistencia. Ya que el usuario conoce los productos quí-micos y las condiciones de operación, debe ser quien ha-ga la selección final de los materiales.

Las piezas de la bomba en contacto con el líquido bom-beado son el extremo de líquido, cubiertas y topes de vál-vulas, diafragma y válvulas, asientos y juntas; y son demaquinado de precisión para producir un sellamiento queno permita fugas. La corrosión o erosión de sus superfi-cies correlativas anularán el sellamiento.

Los diafragmas también son críticos, pues suelen serdelgados y no tienen tolerancias para la corrosión; ade-más, funcionan con elevados esfuerzos. Es esencial se-leccionar el material de máximas cualidades.

La selección de materiales para otras piezas como elextremo de líquido, cubiertas y top& de válvulas y otras,quizá no sea tan crítica y se pueden emplear materialesmenos resistentes.

Especificaciones de la bomba

Debido a que no existían normas para las bombas do-sificadoras de diafragma utilizadas en la IPQ, el subco-mité de equipo mecánico, división de refinación del Ame-

192 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

rican Petroleum Institute (API) hizo el proyecto de lanorma “Positive Displacement Pumps, Controlled Vo-lume”, que fue publicada como Norma API 675 y la in-tención es servir como referencia para especificaciones mí-nimas a usuarios y fabricantes. Al utilizar esta Normase deben estudiar los 17 factores para la selección de labomba. No incluye las bombas de diafragma con accio-namiento mecánico.

“Hydraulic Institute Standards” en su edición más re-ciente incluye información de las bombas dosificadorasde diafragma. Hace algún tiempo se formó el Comité AN-SI B73/TC2 del Ameritan National Standards Institute(ANSI) que redactó las especificaciones para las bombasdosificadoras de diafragma. Pulsafeeder también publi-có un manual que amplía la información de este artículo.

Como el autor participó en la preparación de esos do-cumentos, sabe que la gran variedad de principios de fun-cionamiento y diseños especiales dificultan tener una es-pecificación general para todas las bombas dosificadorasde diafragma.

Cuando se conocen los principios y capacidades de es-tas bombas, será más fácil especificarlas y utilizarlas.

Agradecimientos

El autor agradece la ayuda recibida de R. Mearns yJ. Williamson, del grupo de ingeniería de Pulsafeeder pa--^ II -------^11.. J. ..I. m~~rcm 1-

Referencias

1. Wilson, L. F. (Founder), and Leipold, V. H. (former chief engineer), Notes,Pulsafeeder/Interpace Co., Rochester, N.Y.

2. “Hydraulic Institute Standards,” 13th ed., Hydraulic Institute, Cleveland,Ohio, 1975.

3. Hattiangadi, U. S., Specifying Centrifuga1 and Recipmcating Pumps,Chem. Eng., Feb. 23, 1970, pp. 101-108.

4. Hefler, J. R., Figure NPSH for Proportioning Pumpage, Pclrol, Rejiner,June 1956, pp. 161-170.

El autor

John M. Bristol es Gerente de In-geniería de Pulsafeeder Div., de laIntcrpace Corp. 77 Ridgeland Road.Rochester, NY 14623. Es miembrode la ASME y vicepresidente de lasección de bombas reciprocantes delHydraulic Institute. Fue miembro delgrupo de trabajo que preparó la Es-pecificación API 675 “Positive Dis-placement Pumps, Controlled Vo-lume”. T i e n e t í t u l o d e i n g e n i e r omecánico de la University of SantaClara, Calif., en donde su tesis acercade hidroplanos le ganó los elogios dela ASME. Su experiencia ha inclui-

do diseño, perfeccionamiento y fabricación de sistemas y equipos paramanejo, control y uso de líquidos en las industrias química, nuclear,de aparatos médicos y aeroespacial.

Selección y aplicación debombas rotatorias dedesplazamiento positivoLas ventajas exclusivas de las bombas rotatorias en aplicaciones para procesos, amenudo se pasan por alto por los muchos tipos disponibles y los limitadosconocimientos de su funcionamiento y rendimiento. Se presentan lineamientosprácticos para estas bombas y los sistemas de líquido en que se pueden utilizar.

Richard F. Neerken, The Ralph kl. Parsons Co.

Rotor sencillo

Engranes in te rnos Á labes des l i zab les

Engranes externos P is tón c i r cun fe renc ia1

Torn i l l o senc i l l o (cav idad p rogres iva )

T o r n i l l o d o b l e

Rotores múltiples

7 de abril de 1980

194 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Rotor sencillo

T u b o f l e x i b l e Camisa f l ex i b l eExcéntrica y pistón

Las bombas rotatorias de desplazamiento positivo tie-nen muchos usos diferentes en la industria de procesosquímicos (IPQJ. Se debe pensar en ellas para aplicacio-nes en donde pueden ser las más adecuadas o, en ciertoscasos, las únicas que podrán efectuar el trabajo reque-rido.

Tipos, terminología y definiciones

Hay muchas variedades de bombas rotatorias para apli-caciones normales o especiales. En Hydraulic InstituteStandards’ se describe la bomba rotatoria como.. “unabomba de desplazamiento positivo, consistente en unacámara en donde están colocados engranes, excéntricas,tornillos, aspas (álabes), émbolos o elementos similaresaccionados por la rotación relativa del eje (árbol) de pro-pulsión y la carcasa y que no tiene válvulas separadas paraadmisión y descarga”. Las ilustraciones en estas dos pá-ginas, adaptadas de las gráficasde los Standards’ mues-tran la mayor parte de los tipos básicos de posible apli-cación en la IPQ.

Algunos términos requieren definición para aplicacióna las bombas rotatorias de desplazamiento positivo, alcontrario de otros tipos de bombas.

La pérdida, llamada a veces flujo inverso, es un factorimportante porque influye directamente en la descarga

neta de la bomba y varía según el tipo de líquido que semaneje. Se puede definir como la diferencia entre el des-plazamiento teórico de una bomba dada (en volumen porrevolución o por unidad de tiempo) y la descarga real ne-ta, Q, y se expresa con

Q = D - S (1)

en donde Q es la capacidad real, gpm; D es el desplaza-miento, gpm, y S es la pérdida, gpm.

Otra forma en que se puede expresar la ecuación (1) es:

Ev =D-S Q-=-

D D (2)

en donde Er es la eficiencia volumétrica de la bomba, endecimales, los términos restantes tienen el mismo signi-ficado que en la ecuación (1).

Los elementos rotatorios se llaman rotores, engranes, tor-nillos o lóbulos; no se los denomina impulsores como enlas bombas centrífugas. Otros tipos de bombas rotato-rias tienen movimiento con placas oscilantes, con excCn-trica y pistón, pistón circunferencial, rotor con álabes des-lizables, tubo flexible o camisa flexible como elementosrotatorios y se denominarán con esos términos específi-cos.

T o r n i l l o t r i p l e L ó b u l o s e n c i l l o T res l óbu los

Rotores múltiples

SELECCI6N Y APLICACIÓN DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO 195

Holgura entre en-granes y carcasa

Coj ine te< Coj ine te

‘Holgura entre engranesy p lacas l a te ra les

Holgura; internasentre engranes

Fig. 1 Holguras en bombas rotatorias de engranesexternos

p\

Calentador oca ldera

---Nivel de líquido

anque de a lmace-namiento de com-

bus tó leo

Temperatura bombeo, “F 750

V i s c o s i d a d SSU 500a temperatura de bombeo

Densidad re la t iva 0 . 9

Capac idad, gpm 2 5 0

Altura máx. de succión, ft/5 ft =5.8 pki -5.8

Tubo de succión, in. 6PBrdidas en tubo, psiafta 0.006 lft -0.2

Pres ión en la bomba 8 . 9-0.2Presión de vapor, psia -

NPSH d i spon ib l e , ps i 8 . 7

Fig. 2 Cálculos de la NPSH disponible

La holgura es muy importante en las bombas rotato-rias. Indica las holguras entre los elementos rotatorios yla carcasa 0 entre los elementos en sí. Se expresa comoaxial y diametral. En la figura 1 se ilustra una bombade engranes y los lugares en donde se determinan las hol-guras. Por lo general, el usuario no especifica las holgu-ras en una bomba rotatoria; es labor del ingeniero de di-seño de bombas.

A menudo el usuario deseará conocer estas holgurascomo ayuda para evaluar diferentes bombas o como in.dicador de, desgaste para darles mantenimiento. Desdeluego, la pkrdida está en relación directa con las holgu-ras dentro de la bomba y la capacidad de cualquier bom-ba rotatoria se reducirá conforme se agranden las holgu-ras por el desgaste.

Requisitos para la succión

Las condiciones de la succión en las bombas rotato-rias se expresan como carga neta positiva de succión,NPSH, presión neta positiva de entrada, NPIP, y presiónneta de entrada, NZP. En estas bombas, como en cual-quier otra, se requiere presión positiva en la succión pa-ra que se llenen por completo con el líquido.

Aunque muchos tipos de bombas rotatorias tendránbuen funcionamiento durante largo tiempo cuando bom-bean una mezcla de líquido y gas, la descarga neta delíquido se reducirá mucho si una parte del caudal dentrode la bomba es una mezcla de gas y líquido o de aire ylíquido. Por ello, siempre es necesario asegurar una pre-sión o carga adecuada de succión para que la bomba sellene por completo con líquido y funcione sin cavitación.

Algunos fabricantes de bombas rotatorias emplean lostérminos NPIP o NIP en vez de NPSH, porque una bom-ba de desplazamiento requiere presión, en vez de carga,para llenarse. Pero, debido a la aceptación tan generali-zada del término NPSH en la industria de bombas y por-que ya se conoce su significado, es preferible seguir utili-zando NPSH en todas las bombas en vez de algún términonuevo. Esto se acordó por el grupo de trabajo del Ame-rican Petroleum Institute (API) en la preparación de lanueva norma API 676 para Bombas Rotatorias, que secomentará más adelante. Esta Norma incluye las siguien-tes definiciones:

La carga neta positiva de succión, disponible (NPSH),es la presión total de succión disponible en el sistema enla conexión de succión de la bomba menos la presión devapor del líquido a la temperatura de bombeo. La(NPSH), para una bomba rotatoria se suele expresar enpsi. El usuario es quien debe determinar la (NPSH),.

La carga neta positiva de succión requerida (NPSH),es la presión total de succión requerida por la bomba ensu conexión de succión, menos la presión de vapor dellíquido a la temperatura de bombeo. La (NPSH), parauna bomba rotatoria se suele expresar en psi. El usuarioes quien debe determinar la (NPSH),.

Los requisitos de succión se determinan en una formasimilar a la utilizada en las bombas centrífugas. La(NP%?), es función del diseño del sistema y sólo se pue-de determinar si se conocen las características del siste-ma y del líquido que se va a bombear. La distribución

196 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Tabla I Relaciones entre unidades comunes de &cosidad (kase en sentido horizontal)

1 .oo

2.564.30

7.40

10.313.1

15.718.2

2 932.1

36.244.3

5.105.83

1 .oo1.161.31

1.58

60

708090

12.95

13.7014.44

52.3 6.77 1.88

60.9 7.70 2.17

69.2 8.44 2.4577.6 9.30 2.73

100 20.6 15.24 85.6 10.12 3.02150 32.1 19.30 128 14.48 4.48

200 43.2 23.5 170 18.90 5.92

250 54.0 28.0 212 23.45 7.35

300 65.0 32.5400 87.60 41.9

500 110.0 51.6

600 132 61.4

28.0 8.79 30

37.1 11.70 42

46.2 14.60 50

55.4 17.50 58

700800

9001000

150020002500

3 000

40005 0006000

7000

80009 00010000

154176198

220

330

440550660

8801 1001320

1540

71.181.0

91.0100.7

254

338423508

592677762

896

12701 690

21202540

3,380

4 2305080

5920

6 770

7,6208460

64.6 20.45 67

73.8 23.35 74

83.0 26.30 82

92.1 29.20 90

150200250

300

138.2184.2

230276

400500600

700

368

461553

645

800

9001000

737

829921

15.000

20000

1 760

1,9802 200

33004400

1500 137002,000 18400

43.80

58.4073.0

87.60

117.0146175

204.5

233.5

263292

438584

202834

40

45

5057

62

132 90

172 118

218 147

258 172

337 230

425 290

520 350

600 410

680

780

465

520575

1280 8601715 1150

Fuenfee: Worthington Pumps Ir-c.

física del sistema, el tamaño de las tuberías y otras pér-didas por fricción en los tubos que llegan a la bomba,la elevación estática antes de la bomba, la presión de va-por en el líquido bombeado, la viscosidad y su efecto enlas pérdidas por fricción en el sistema se reflejan directa-mente en la determinación de la (NRW),.

Por el contrario, la (NPSH), es función del diseño dela bomba y sólo se puede encontrar mediante las prue-bas de la bomba. El fabricante indicará su valor. Igualque en otras bombas, la (NPSH), debe ser mayor que la(NPSH), si se quiere que la bomba entregue su capaci-dad nominal y tenga larga duración sin problemas. Elhlculo de la NPSH en psi se facilita si se recuerda la re-lación:

(NpsH, psi) = (NpsH’ ft) ’ ‘g2.31 ft agualpsi (3)

en donde s9 es la densidad relativa del líquido de pro-ceso.

En la figura 2 se ilustra el cálculo de la (NPSH), enuna aplicación típica de una bomba rotatoria.

La viscosidad es un índice de la velocidad cortante delmaterial bombeado y es importante para la selección yaplicación correctas de una bomba rotatoria.

La viscosidad absoluta (o dinámica), cc, se suele ex-presar en poises (dinas/cm*) o en centipoises. En unida-des inglesas la viscosidad absoluta se expresa como Ib,,(ft)(s). La viscosidad cinemática, Y, se expresa en stokes,cm”/s o en centistokes. En unidades inglesas, v tiene losvalores de ft2/s. Las dos viscosidades están relacionadaspor v = p/p, en donde p es la densidad del líquido o bienpor v = p/sg, en donde So es la densidad relativa.

Se utilizan otras unidades para expresar la viscosidadcinemática. Las más comunes son Segundos Saybolt Uni-versales (SSU) o Segundos Saybolt Furo1 (SSF). Otros

SELECCIÓN Y APLICAClON DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITWO 197

E 6 0

$ 40

9 20

06 0 0

EB 400

%-.xas 200

Velocidad, rpm8. Bomba de 6 in de engranes internos

viscómetros dan valores en segundos Redwood, gradosEngler y otros. En la tabla 1 se indican las relaciones en-tre algunas unidades comunes de viscosidad.

El número de Reynolds, NRc, de un líquido se necesitapara establecer ecuaciones, gráficas o tablas y es una fun-ción de la viscosidad. Se define con

NRe = dvp/p (4)

en donde d = diámetro interior del tubo, ft; v = veloci-dad del líquido, ft/s; p = densidad del líquido lb/ft” yp = viscosidad absoluta del líquido, lbJ(ft)(s).

Con el número de Reynolds, se puede obtener un fac-tor de fricción,f, mediante el empleo de gráficas publi-cadas.2,3 Después, se utiliza el factor de fricción para re-solver la fórmula de Darcy para la pérdida de carga h,,durante la circulación por un tubo:

Presión diferencial, psi‘b. Bomba de 2-K in de pist6n circunferencia1

Viscosidad, SSU ‘--.. .-

c. Bomba de 2 in de engranes externos

Fig. 3 Rendimiento típico de varios tipos debombas rotatorias de desplazamiento positivo

en donde L = longitud del tubo, ft; d = diámetro inte-rior del tubo, ft; v = velocidad del líquido, ft/s, y g =aceleración por la gravedad, ft/s’.

Se deben aplicar principios similares al flujo en unabomba. Entonces, la viscosidad tiene una relación im-portante con la fricción dentro de la bomba e influye enforma directa en su volumen y requisitos de potencia pa-ra una presión dada de descarga. Se debe reconocer quela temperatura tiene un efecto importante en la viscosi-dad de un líquido y que si se conocen dos puntos de refe-rencia, la viscosidad a una temperatura dada se puedecalcular con exactitud razonable.4

Líquidos newtonianos y no newtonianos

Los líquidos en los que la viscosidad es constante a unatemperatura dada y no varía con la velocidad de corte,se denominan newtonianos. La mayor parte de los acei-tes derivados del petróleo son newtonianos.

Los líquidos en los cuales varía la viscosidad de acuer-do con la velocidad de corte se denominan no newtonia-nos y algunos tipos son:

Tipo

Dilatador

Característica de viscosidad

Aumenta según sube la velocidad de cor-te.

Seudoplástico La viscosidad aparente disminuye cuan-do aumenta la velocidad de corte.

Plásticos Se debe aplicar fuerza antes de que, pue-da empezar el flujo.

Tixotrópico La viscosidad aparente disminuye duranteel tiempo en que se aplica una fuerza decorte constante.

Reopéctico La viscosidad aparente aumenta duranteel tiempo en que se aplica un corte cons-tante.

198 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Tabla II Rendimiento de una bomba de 4 in de doble tornillo a 870 rpm

50 282 12.4

100 248 22.6

150 220 32.7

200 - -

309 14.0 318 16.3 322 18.5 325 27.5

289 24.2 304 26.5 310 28.7 315 37.7

274 34.3 292 36.6 301 38.8 306 4 7 . 8260 44.5 282 4 6 . 8 291 49.0 299 5 8 . 0

Los dos últimos tipos son más complejos porque la vis-cosidad aparente depende tanto de la velocidad de cortey el tiempo durante el cual se aplica el corte. Hay mu-chas fuentes de información de líquidos no newtonianosy su comportamiento.“~‘).’

be consultar con el fabricante y obtener su ayuda paraplanear el sistema de bombeo.

Temperatura, presión y capacidad

En una bomba rotatoria, la velocidad de corte está en Se debe prestar especial atención a la temperatura afunción de la velocidad de la bomba. Cuando el ingenie- la cual se bombea el líquido del proceso, pues no debero define la viscosidad de un líquido para la aplicación exceder del valor máximo de diseño del fabricante de lade una bomba, debe tener cuidado especial de cerciorar- bomba. Algunas bombas tienen límites entre bajos y me-se de que esta viscosidad represente el valor real del lí- dianos para temperaturas, hasta de 300°F, debido a losquido en movimiento en el sistema especificado. Enton- materiales para juntas, para las placas no metálicas deces, si se ha determinado el tamaño de la tubería que entra desgaste, álabes no metálicos y otras piezas o el materialy sale de la bomba, se conocen la velocidad de ella y la de la carcasa. Hay disponibles bombas especiales paravelocidad de corte y con ello se puede determinar la vis- altas temperaturas cuando se requieren. También escosidad aproximada de los líquidos conocidos. Si no se necesario definir las temperaturas máxima y mínima es-cuenta con datos de la viscosidad, la única solución es peradas en determinada aplicación para poder haceruna prueba del líquido en las condiciones de flujo que cálculos exactos de la viscosidad y determinar el tamañohabrá en la aplicación real. correcto del propulsor.

Aunque la viscosidad puede estar dentro de límites ra-zonables de bombeo cuando circula el líquido, en algu-nos sistemas que manejan líquidos no newtonianos pue-de haber problemas para el arranque y el paro. Puedeser necesario lavar todo el sistema antes de detener unabomba o utilizar una máquina motriz más grande paraponer en marcha la bomba. El ingeniero de proyectos de-

Los requisitos de presión de succión y descarga son par-te del proceso de selección. Se debe estudiar el diseño pro-puesto para conocer:n Presión máxima de trabajo de la carcasa.n Presión diferencial máxima permisible.w Reducción en la duración de la bomba cuando se

utiliza con las presiones requeridas.

Fig. 4 Procesos de aplicación principal de bombas rotatorias‘de desplazamiento pdsitivo

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO 199

Tabla III Las condiciones de viscosidad influyen en

la elección de la bomba

Seleccibn de la bomba Centrífuga Rotatoria

Tamaño bomba: ANSI, in 2X3X 10

Doble tornillo, in 4

Velocidad de la bomba, rpm 3 500

Eficiencia, 56 (agua) 61

Correccióq de eficiencia” 0.65

Eficiencia, % (líquido viscoso) 40

Caballaje al freno, bhp 35

Caballaje al final de la curva 65

Tamaño probable del motor, hp 75

NPSH requerida, ft 14

1750

N/A

N/A

49

28.5

NIA40

ll

NPSH requerida, psi - 4.5

*De la gráfica en “Hydraulic Institute Standards”.’

N/A = N o s e a p l i c a

Tabla IV Comparación de dos bombas para flujo

bajo

Selección de la bomba Centrífuga Rotatoria

Tamaño bomba: ANSl, int

1%X1X6

Eqgranes externos, in 1

Velocidqd de la bomba, rpm 3 500 1150

Eficiencia, % (agua) 23 NIACorrección de eficiencia* 0.65 NIA

Eficiencia, % (líquido viscoso) 15.5 35

Caballaje al freno, bhp 1.13 0.5

Caballaje al final de la curva 2.4 N/AT a m a ñ o p r o b a b l e d e l h pmotor, 20 3 3/,0 1

*De la gráfica en “Hydraulic Institute Standards”.’N/A = No disponible

w El efecto en el flujo nominal de la relación entre lapérdida y la presión real requerida.

La capacidad de la bomba se debe expresar para lascondiciones reales de funcionamiento que incluyen los lí-mites máximo y mínimo de temperatura y viscosidad. Labomba rotatoria, al contrario de la centrífuga, produceflujo casi constante a una velocidad dada y sólo varía li-geramente con el aumento en la presión 0 en la viscosi-dad. Por ello, se selecciona la bomba para la capacidadrequerida en las peores condiciones posibles de operaciónrespecto a las pérdidas; la capacidad adicional se obtienecon otras viscosidades, temperaturas o presiones.

Caballaje de la bomba

Los requisitos de potencia de las bombas rotatorias,igual que en las demás se determinan con base en:

wm = *Pen donde BHP = potencia entregada en el eje o árbolpropulsor de la bomba, hp; Q = capacidad, gpm;AF = presión diferencial, psi y Ej = eficiencia de la

bomba en decimales.No es fácil obtener tablas de eficiencia de las bombas;

los datos de los fabricantes se presentan en forma de grá-ficas o curvas que no indican la eficiencia. Salvo que elingeniero desee calcular u obtener datos de eficiencia delfabricante, se pueden utilizar con cautela sus gráficas ocurvas para obtener la potencia requerida. En la tablaII y en la figura 3 aparecen los datos de rendimiento decuatro tipos de bombas rotatorias e incluyen los calcula-dos con la información del fabricante para indicar la efi-ciencia.

En la figura 4 se indican los usos principales de bom-bas rotatorias en la IPQ. Los siguientes comentarios dealgunos de esos factores mostrarán por qué se seleccionauna bomba rotatoria.

Flujo viscoso o viscosidad variable

Si el líquido bombeado tiene una viscosidad, a tempe-ratura de bombeo, de 100 SSU o mayor y, en especialsi es mucha mayor, la bomba rotatoria puede ser la me-.jor o quizá la única elección. Algunas rotatorias se utili-zan con líquidos con viscosidad hasta de 1 millón de SSU,o sea los que no se pueden manejar con ningún otro tipode bomba. I

En Hydraulic Institute Standards’ se incluye una grá-fica que indica la forma de despotenciar una bomba cen-trífuga para trabajar con líquidos viscosos; para una apli-caclón dada, el estudio de esta gráfica puede convenceral usuario de que utilice una rotatoria. Esto ocurre enparticular si hay posibles variaciones en la temperaturade bombeo o si no se conoce la viscosidad real y hay quecalcularla. Se podría aplicar una regla empírica: “En casode duda de la viscosidad real, hágase un cálculo conser-vador, utilícese una bomba rotatoria con máquina mo-triz de tamaño sobrado”. En la tabla III aparecen datos

,200 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

para bombear líquido viscoso y se indica que la bombarotatoria es mejor elección que la centrífuga.

Requisito de bajo flujo 1 0

El ingeniero de proceso suele verse en la necesidad deutilizar bombas para muy bajo flujo que puedan funcio-nar con eficiencia y estabilidad razonables. Hay algunasbombas rotatorias, mucho más pequeñas que cualquiercentrífuga, disponibles para flujos de 0.5 a 3 gpm y den-tro de su gama de presión serán las más económicas. Enla tabla IV se indica cómo se puede hacer una compara-ciOn de dos bombas para flujo muy bajo.

Aplicación para altura de aspiración

Se hará referencia de nuevo al sistema de la figura 2.En este caso, se requiere altura de aspiración, que se pue-de lograr con facilidad con una bomba rotatoria de arran-que y paro automático, si se desea. La bomba manejarálíquido y gas arrastrado hasta que se llene por completocon líquido y, luego, entregará toda su capacidad nomi-nal .

En la figura 5 se ilustra la relación entre (NRW), yla velocidad de la bomba y la viscosidad para un tamañoy tipo particulares de bomba. Estas relaciones se deri-van de la premisa de que la (NPSH), está en función deltiempo para que el líquido entre a la bomba y la llene.También la bomba rotatoria tiene un límite de la alturade aspiración cuando aumenta la viscosidad. Esto ponede relieve la importancia de determinar y especificar laviscosidad máxima en cualquier aplicación, en especialsi hay altura de aspiración.

En la figura 6 se ilustra cómo la misma aplicación quela figura 2 tendría limitaciones en la altura de aspiraciónen determinada bomba conforme aumenta la viscosidad.Para hacer la selección preliminar, se necesitan suficien-tes datos de la NPSH requerida por la bomba. No todoslos fabricantes han publicado esos datos.

Para esa aplicación (Fig. 2) con una bomba centrífu-ga, se necesitaría una vertical sumergida o una horizon-tal autocebante, salvo que se pueda permitir el cebadoen la superficie antes de cada arranque. Las válvulas depie en 1-s tubos de succión pueden servir para el cebado,pero son muy susceptibles de fugas, desgaste y funciona-mieuto errático. Entonces, la bomba rotatoria parece serla mejor elección.

Mezclas de líquidos y sólidos

Aunque, por lo general, no es aceptable bombear unapasta aguada en una bomba con holguras pequeñas, lasbombas rotatorias pueden manejar algunas mezclas delíquidos y sólidos y semilíquidas. La rotatoria puede serbuena elección para aplicaciones que requieren flujo re-ducido o variable o con mezclas de diferentes composi-ciones. En este caso se aplica en particular la bomba detornillo sencillo o de tornillo doble.

Hay algunos tipos con tolvas de entrada (Fig. 7) y sufabricante dice “si el material puede entrar a la bomba,

m0

g8FP3

4

0 ,3 0 0 5 0 0 7 0 0

Velocidad de la bomba, rpm

Fig. 5 La velocidad de la bomba y la viscosidadinfluyen en la NPSH requerida

---Nivel de líquido

de almacenamientode combustóleo

WRSHIA = Ptanque - Pf”bo - altura aspiracibn - presión de vapo?

WW-/)A debe ser igual o mayor que (IWSH)~

Temperatura, OF 1 5 0Densidad relativa a temp 0 . 9 0Viscosidad a temperatura, SSU 500Presión en tanque, psia‘ 14.7Pérdida por fricción, psi/ft 0 . 0 0 6Pérdida en 25 ft de tubo de

succibn, psi -0 .15Presión de vapor (supuesta) psi -0 .2WSHì, (Fig. 51, psi 4Altura máxima succión, psi 10.35Altura máxima succibn, ft 2 6

1 2 5 9 0 7 50.91 0 . 9 2 0 . 9 31 000 5 0 0 0 10 00014.7 14.7 14.7

0.012 0 . 0 6 0 . 1 2

-0 .3 -1 .5 -3 .0-0 .2 -0 .2 -0 .2

5 . 5 8 l l .58 . 7 5.0 02 2 12.6 0

Fig. 6 La viscosidad controla la capacidad deelevación de una bomba de tamaño yvelocidad dados

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO 201

*Descarga de bombaTolva de entrada

I

Cubierta de

Eje propulso;

Fig. 7 La tolva de entrada permite a la bomba

manejar mezclas de líquidos y sólidos

se puede bombear”. Hay que tener cuidado al seleccio-nar una bomba rotatoria para esa aplicación, pues porlo general debe tener cojinetes externos con lubricaciónindependiente y aislados de la mezcla que se bombea;también se suele requerir baja velocidad. A menudo sepueden necesitar propulsiones de velocidad variable pa-ra aceptar los cambios en la composición de la mezclao las variaciones en los requisitos de flujo del proceso.

Hay que evitar los materiales abrasivos porque lasbombas con holguras reducidas perderán eficiencia con-forme ocurre el desgaste. En ocasiones, puede ser máseconómico utilizar una bomba rotatoria de bajo costo paradesecharla pronto en un servicio pesado, en vez de lu-char con una bomba costosa de otro tipo que no sea idó-nea para el gasto o viscosidad en la aplicación.

Fluidos no newtonianos

Cuando se bombean fluidos no newtonianos el objeti-vo es mantener la velocidad lo más constante que se puedacuando el fluido entra por la tubería a la bomba y salede ella; este objetivo no se logra con una bomba centrí-fuga. En realidad, hay desventajas porque el principiobásico de funcionamiento de las centrífugas es aumentarla velocidad del fluido con el impulsor.

Según sea su tamaño de diseño, ciertos tipos de rota-torias tienen mínimo cambio en la velocidad del fluido

cuando entra a la bomba y circula en ella. Las bombasutilizadas en la industria de procesamiento de alimentostienen excelente funcionamiento con fluidos no newto-nianos y el ingeniero químico debe tenerlas en cuenta sise va a mane.jar esa clase de fluidos.

Para obtener la aplicación correcta, el ingeniero de pro-ceso debe determinar primero la viscosidad real o apa-rente del fluido en las condiciones durante el bombeo.Esto se puede hacer mediante pruebas, con datos de apli-caciones similares o los del fabricante. El diseño del sis-tema y la selección de la bomba se deben estudiar al mis-mo tiempo. Si se desea, un plano de detalle de la bombaconsiderada puede permitir el cálculo de la velocidad deflujo dentro de la bomba y el probable rendimiento deella con un líquido dado.

Las pruebas en laboratorio o en planta piloto daránlos datos para confirmar los cálculos. Sin embargo, sepuede requerir operación a escala real en condicionesidénticas o casi idénticas para tener una seguridad de quela bomba seleccionada para el proceso es la correcta.

Líquidos de baja viscosidad

Aunque la bomba rotatoria es más adecuada para lí-quidos con viscosidad mayor a 100 SSU también se pue-de emplear con los de baja viscosidad. La eficiencia serámenor y habrá más pérdidas en la bomba, que si se tu-viera a la misma velocidad y con un líquido más viscoso.Entonces ;por qué se debe seleccionar una bomba rota-toria?

La bomba rotatoria es una buena elección para apli-caciones con bajo flujo o cuando la misma bomba debemanejar líquidos de Viscosidad variable. Al especificar lascondiciones de servicio de la bomba, se debe indicar lagama de viscosidades a las temperaturas necesarias paraque la bomba seleccionada pueda ofrecer:

w La capacidad requerida con la mínima viscosidad.w Suficiente potencia para manejar la capacidad con

la máxima viscosidad.

Otras bombas rotatorias

Hay disponibles bombas del tipo llamado “sanitario”(Fig. 8a), que suelen ser de acero inoxidable y se desar-

a. Bomba “sanitaria” de desarmado rápido b. Bomba rotatoria con camisa de vapor

Fig. 8 Ejemplos de bombas rotatorias para usos especiales

202 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

man con facilidad para limpiarlas. Sus aplicaciones prin-cipales son para procesamiento de alimentos y confite-ría, pero se pueden utilizar en otras aplicaciones en laIPQ.

Las bombas con camisa de vapor (Fig. 8b) se utilizanpara manejo de productos de petróleo, como en las plan-tas de asfalto en donde la temperatura de bombeo debeser lo bastante alta para que haya flujo en el proceso. Sedebe considerar si esta bomba debe tener cojinetes inter-nos o externos. Aunque las del tipo de cojinete internose utilizan con camisas de vapor, hay que tener la segu-ridad de que el líquido caliente y la lubricación de los co-jinetes son compatibles. El tipo de cojinete externo tienela desventaja de que necesita cuatro estoperos o sellos en-tre la bomba y la atmósfera.

La bomba rotatoria puede dosificar líquidos con mu-cha exactitud. Si el líquido es limpio, es decir, no es abra-sivo ni corrosivo, y con viscosidad constante o casi cons-tante, entonces la capacidad de la bomba será constantea una velocidad dada, hasta que se empiece a reducir porel desgaste.

Hay disponibles bombas rotatorias de alta presión pa-ra sistemas hidráulicos de alta presión o como bombaspara aceite de sello en compresores de alta presión. Paraese servicio se requiere poca cantidad y los líquidos sonde viscosidad moderada. Ambas son buenas razones pa-ra utilizar una bomba rotatoria en vez de una centrífu-ga. Aunque se podría utilizar una bomba reciprocantede émbolos, el flujo a pulsaciones no suele ser deseable.

Unidades motrices

En casi todas las bombas rotatorias se utilizan moto-res eléctricos. También se utilizan turbinas de vapor, enespecial en bombas de alta velocidad como las de tres tor-nillos, que tienen aplicación en especial para bombearlubricante y aceite de sello para compresores y turbinasgrandes en donde es esencial que siga funcionando el sis-tema de circulación de aceite si se interrumpe la corrien-te eléctrica.

A veces se utilizan motores de gas o Diesel en lugaresalejados para grupos de bombeo en campos petroleros,patios de tanques o instalaciones para carga en lugaresaislados. Por razones de seguridad y de contaminaciónambiental, rara vez se utilizan motores de combustióninterna en las plantas de proceso.

Dado que la mayor parte de las bombas rotatorias tra-bajan a baja velocidad, la selección de la unidad motrizincluye especificar un método para reducir la velocidaddel motor o turbina o el empleo de un motor de baja ve-locidad. Las transmisiones con bandas V o cadenas sonaceptables para reducir la velocidad del motor. La bom-ba debe tener cojinetes que permitan el empleo de unacarga suspendida sin deformación del mecanismo de lab o m b a .

Algunas bombas estándar se pueden modificar para uti-lizar transmisión suspendida con bandas V o cadenas conla adición de otro cojinete dentro de la bomba o con uncojinete o chumacera externo con o sin eje intermedio yacoplamiento.

Otra opción es el empleo de un reductor de engranesde acoplamiento directo para unidades grandes o paraprocesos en donde no se desean las bandas V (correas tra-pezoidales) por razones de seguridad. El reductor dismi-nuirá la velocidad del motor o turbina a la requerida pa-ra cualquier tipo de bomba. Es más común el empleo demotores que tienen reductores de velocidad integrales ypoleas o catarinas de paso variable. Aunque estas unida-des motrices tienen mayor costo inicial que los de veloci-dad fija, a menudo ahorrarán energía y pueden ser la elec-ción más económica. También hay motores de frecuenciavariable que también ahorran energía si son del tipo co-rrecto.

El método más directo y confiable es hacer coincidirla velocidad necesaria en la bomba con la del motor, porejemplo, 1 750, 1 175 u 870 rpm para circuitos de 60 Hz.No se necesitan bandas, cadenas ni engranes. Sin em-

Tamaño del tubo, in

Fig. 9 Estudio de optimización de costos de un sis-tema de bombeo

SELECCI6N Y APLICACl6N DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVOSELECCI6N Y APLICACl6N DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO 203203

Tabla V Datos y cálculos para el estudio de optimización

Tainaño de tubo de descarga, in 3 4 6 8

Pbrdida por fricción, psi en 1 000 ft 378 1 2 6 2 3 . 4 8.1

Pérdida en la tubería, psi 945 3 1 5 5 8 . 5 2 0 . 3

Presión terminal, psi 1 0 0 1 0 0 1 0 0 1 0 0

Carga estática (aprox. 30 ft), psi 1 2 1 2 1 2 1 2

Presión total de descarga requerida, psi 1 057 427 170.5 132.2

Presi6n de succión (supuesta) , p s i - 3 - 3 - 1 - 1

Presión diferencial de la bomba, psi 1 060 430 171.5 133.3

Tipo y tamaño de la bomba

Caballaje al freno (según gráfica o curva delfabricante) bhp

Potencia del motor, hp

Costo de potencia (30 mil/kWh, 8 000 h de operación) $

Costo de la bomba y motor, $

Costo de instalación, $

Costo de tubéría instalada, $

Costo total de capital (instalada), $

Caso A Caso B Caso C Caso D

179 6 9 4 1 3 3

200 7 5 5 0 4 0

32 048 1 2 3 7 4 7 341 5 9 0 8

26 145 15676 10 980 1 0 . 6 6 0

6 536 3919 2 7 4 5 2 6 6 5

75 000 8 7 5 0 0 1 0 0 0 0 0 112 500

107 681 1 0 7 0 9 5 113,725 1 2 5 8 2 5

Doble tornillo, 4 in

bargo, se suele necesitar una bomba de tamaño un pocomás grande, pues rara vez es posible hacer coincidir losrequisitos del proceso con la velocidad del motor.

Desahogo desobrecarga deP

resión ymotor

Para determinar el tamaño del propulsor, el ingenierodebe recordar que las bombas rotatorias de desplazamien-to positivo continúan bombeando cuando aumenta la pre-sión. Al contrario de la bomba centrífuga que llega a unlímite de presión y potencia a cierta velocidad, la rotato-ria seguirá absorbiendo potencia si aumenta la presión.Si el aumento en la potencia es muy grande se puede so-brecargar el motor, con lo cual funcionarían los disposi-tivos protectores y producirían el paro del motor.

Las válvulas de desahogo (“alivio”) de presión siem-pre se necesitan en los sistemas con bomba rotatoria yse gradúan un poco más que la presión máxima de des-carga para proteger la carcasa de la bomba y los compo-nentes de corriente abajo si sube mucho la presión. Mu-chas bombas rotatorias tienen válvulas de desahogo inte-grales destinadas principalmente a proteger la carcasa.

La Norma API 676 no permite el empleo de válvulasde desahogo integrales. El sistema preferido es una vál-vula de desahogo externa, del tamaño requerido, en latubería diseñada para devolver el líquido a la fuente desucción en un lugar a una distancia suficiente corrientearriba de la bomba para evitar el sobrecalentamiento.

Para determinar el tamaño de la máquina motriz, elingeniero debe tener en cuenta la viscosidad y presiónmáximas con que trabajará la bomba en el sistema pro-puesto. Se debe agregar de 10 a 15% para aumento depresión antes de que abra por completo la válvula de de-sahogo. El motor debe ser del tamaño que permita el fun-cionamiento en esas condiciones. Hay una vieja regla em-pírica para las bombas rotatorias que si,gue vigente: “Unmotor de tamaño más grande es una buena inversión”.

Control de flujo en bombas rotatorias

Debido a que en la bomba rotatoria de desplazamien-to positivo casi no varía la capacidad según la presión auna velocidad dada, el ingeniero debe tener en cuentauna importante diferencia con los métodos de control uti-lizados en otros tipos de bombas.

204 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

En un proceso en que se emplea bomba centrífuga, sesuele incluir una válvula de control que estrangula la sa-lida de la bomba en respuesta a una señal de flujo o pre-sión en el proceso. Este control es factible en una ampliagama de funcionamiento de la bomba centrífuga.

En la bomba rotatoria, la estrangulación de la descar-ga no reducirá el flujo sino que hará que aumente la pre-sión en el sistema y se incremente la potencia requeridapor la bomba. El método correcto de control del procesoes una válvula de derivación (bypass) desde la descargade la bomba hasta la fuente de succión. El tubo de deri-vación debe retornar a la succión a una distancia sufi-ciente de la bomba para que no se sobrecaliente el líqui-do al volver a pasar por la bomba. La válvula dederivación también funcionará con una señal de flujo opresión del proceso en el tubo de descarga o en el puntolina1 del sistema de bombeo. Con este control no se aho-rra energía, pues todo el volumen se mueve con la bom-ba y absorbe la potencia requerida al flujo nominal.

Otro método de control disponible varía la velocidadde rotación de la bomba. Se puede hacer con un motoro turbina de velocidad variable y producir el ajuste dela velocidad en respuesta a una señal del proceso. Otraopción es un motor eléctrico de velocidad variable cuyavelocidad cambie en respuesta a una señal eléctrica. Lasbombas rotatorias se pueden controlar con acoplamien-tos hidráulicos o eléctricos de velocidad variable o contransmisiones con bandas V de paso variable con con-trol manual o automático. Todas estas unidades motri-ces de velocidad variable permitirán ahorros considera-bles de energía a baja velocidad, pues se bombea menoslíquido. Por supuesto, hay que tener en cuenta la inefi-ciencia de algunas unidades motrices, en especial cuan-do se desean grandes variaciones en la velocidad.

Optimización de los sistemas de bombeo

Aunque cualquier sistema de bombeo se puede opti-mizar con respecto al costo inicial en contra del costo deoperación, un buen e.jemplo de un estudio de optimiza-ción es un sistema que maneja un líquido viscoso. En lafigura 9 se muestra un sistema para el cual se acopiaronsuficientes datos para trazar la curva de optimización.En este ejemplo se considera que el gasto y las propieda-des del líquido son constantes. La principal variable queinfluye en la presión es el tamaño de la tubería de des-carga. Las variaciones en los valores de fricción en lostubos de diferentes tamaños aparecen como una ampliagama de requisitos de la presión total de descarga de labomba (Tabla V).

Se selecciona una bomba para cada uno de los cuatrocasos y se determinan los requisitos de potencia con losdatos del fabricante. Se hacen cálculos de costos de cadabomba con el motor del tamaño necesario. Se agreganlos costos de instalación sea con un método de factorescomo función del costo de la bomba o mediante un cálcu-lo detallado. El costo instalado de la tubería es el últi-mo factor en los costos de instalación. Luego, se calcu-lan los costos de operación de la bomba con base en elcos to supuesto de la energía y el tiempo de funcionamien-to; en este ejemplo, el tiempo es de un año o de 8 000

horas. Después, se trazan los costos de capital y los cos-tos de operación de toda la instalación. La optimizaciónse determina con facilidad con la curva de la figura 9.

Materiales de construcción

El hierro fundido y el bronce son los materiales máscomunes, pero se pueden necesitar bombas con carcasay piezas internas de hierro dúctil, acero al carbono y aceroinoxidable para algunos procesos y se pueden obtener conmuchos fabricantes. No todos los diseños están disponi-bles con todos los materiales. En algunos casos, los re-quisitos de materiales pueden restringir la selección a cier-tos tipos de bombas.

Especificaciones de las bombas rotatorias

Se puede necesitar una especificación detallada de unabomba rotatoria. Debe incluir, en un orden lógico, lascondiciones de operación, requisitos del servicio, requi-sitos del diseño de la bomba, accesorios, unidad motriz,pruebas, preparación para embarque, etc.

Debido a que no existían normas para las bombas ro-tatorias utilizadas en la IPQ el subcomité de equipo me-cánico, división de refinación del Ameritan PetroleumInstitute (API) hizo el proyecto de la norma “PositiveDisplacement Pumps, Rotaty Type” que fue publicadocomo Norma API 676 y la intención es servir como refe-rencia para especificaciones mínimas a usuarios y fabri-cantes. El autor fue el presidente de dicho comité con laparticipación de usuarios, contratistas y fabricantes debombas.

La Norma ayuda a los usuarios y fabricantes como re-ferencia para las especificaciones mínimas en la IPQ. Perohay otro factor. Debido a los muchos tipos, velocidades,principios diferentes de funcionamiento y diseños espe-ciales no se puede expedir una norma que abarque todoslos aspectos de cada bomba rotatoria.

Igual que para otras especificaciones de maquinaria,el usuario debe diseñar las necesidades del proceso conel fabricante en una forma ordenada, lógica y congruen-te para seleccionar la bomba disponible adecuada paracada requisito. Un mejor conocimiento de los principiosy capacidades de las bombas rotatorias permitirá que seespecifiquen cada vez más para procesos importantes.

Agradecimientos

El autor agradece el empleo de material de los siguien-tes fabricantes de bombas rotatorias: Allweiler Pump Inc.;Blackmer Pump Div., Dover Corp.; Eco Pump Corp.;Crane Deming Pumps; Delaval Turbine Inc.; FosterPump Works, Inc.; Roper Pump Co.; Tri = Clover Div.,Ladish Co.; Tuthill Pump Div., Tuthill Corp.; VikingPump Div., Houdaille Industries; Warren Pumps Inc.,subsidiaria de Houdaille Industries; Waukesha FoundryDiv., Abex Corp.; Worthington Pumps, Inc.

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS ROTATORIAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO 205

Referencias

1. “Hydraulic Institute Standards,” 13th ed., Hydraulic Institute, Cleveland,Ohio, 1975.

2. “Cameron Hydraulic Data,” 15th al., Ingersoll-Rand Co., Woodcliff Lake,NJ., 1977.

3. “Flow of Fluids Through Valves, Fittings and Pipe,” Technical Paper 410,Grane Co., Chicago, 1974.

4 . Viscosity-Temperature Charts for Liquid Petroleum Products, A S T MStandard D341-77, Ameritan Soc. for Testing and Materials, Philadelphia.

5. Skelland, A. H. P., “Non-Newtonian Flow and Heat Transfer,” Wiley, NewYork, 1967.

6. Walters, K., “Rheometry,” Wiley, New York, 1975.7. Streeter, V. L., ed., “Handbook of Fluid Dynamics,” Section 7 by A. B.

Metzner, McCraw-Hill, New York, 1961.

Richard F. Neerken es ingenieroen jefe y gerente de sección de equiporotatorio de The Ralph M. Parsonsc o . Pasadena, C A 9 1 2 4 . I ngres’ó a Parson? en 1957 y ha traba-jado en forma continua con máquinasrotatorias, como bombas, turbinas,compresores, bombas y motores enmuchos proyectos de la empresa. Di-rige un grupo de más de treinta in-genieros que hacen trabajos simila-res para Parsons en todo el mundo.Tiene título de ingeniero mecánicodel California Institute of Techno-logy, es ingeniero profesional en Ca-lifornia y miembro del Subcontrac-

.nical Equipment en el API.

Prevención de lacavitación en bombasrotatorias de engranes

Aunque estas bombas pueden trabajar en condiciones de vacío, si se asegura unapresión neta de entrada adecuada se evitarán la reducción en la capacidad, Jujoerrático, aumento en ruido y vibración, y daños a la bomba.

Allan R. Budris, Worthington Pump Corp.

Mucho se ha escrito de los requisitos de carga netapositiva de succión (NPSH)), en las bombas centrífugasy del efecto de la cavitación en ellas, pero debido a la ca-pacidad de las bombas rotatorias de engranes para serautocebantes y manejar vapores, no se suele publicar su(NPSH),. Empero, a estas bombas las perjudica la ca-vitación casi en la misma forma que a las centrífugas,aunque pueden soportar un contenido mucho más altode vapores y no quedar obstruidas por bolsas de vapor.

En las bombas centrífugas, la (NPS& es un términocorrecto; para las bombas rotatori’as es más correctomencionar la presión neta requerida de entrada, RNIP,en psi. El Hydraulic Institutei define la RNZP como lapresión absoluta por arriba de la presión de vapor del lí-

Fig. 1 La capacidad de salida se reduce conrapidez cuando la presión en la entrada bajaa menos de la crítica

quido en la entrada de la bomba que se requiere paraevitar los fenómenos indeseables de la cavitación.

El fenómeno más común que se debe evitar es la pér-dida de capacidad. En la figura 1 se ilustra cómo se re-duce la capacidad de salida de una bomba rotatoriacuando se reduce la presión de entrada a la bomba a me-nos del valor crítico.2 La RNIP se mide con la presiónde vapor del líquido en el punto de funcionamiento o ca-pacidad mínimos satisfactorios. Este punto es entre 90a 97 % de la capacidad normal de la bomba. Otros fenó-menos indeseables incluyen daños a la bomba, más rui-do, vibración y pulsaciones del flujo y de la presión enla descarga de la bomba.

Fig. 2 El líquido debe llenar por completo elespacio entre los dientes para evitar lacavitación

5 de mayo de 1980

PREVENCIÓN DE LA CAVITACIÓN EN BOMBAS ROTATORIAS DE ENGRANES 207

Fig. 3 No suele ser aconsejable operar a menos del90% de la capacidad normal

Efectos de la cavitación

La cavitación en las bombas rotatorias de engranesocurre cuando el líquido no tiene suficiente energía parallenar por completo el espacio entre los dientes de los en-granes desde el momento en que se separan hasta queforman cavidades cerradas con la carcasa (Fig. 2). Si ellíquido no puede llenar las cavidades, entonces se vapo-rizará. Esta vaporización parcial y el posterior aplasta-miento de las burbujas de vapor cuando llegan a unaregión de presión más alta dentro de la bomba es lo queocasiona la cavitación. Si se aumentan la viscosidad dellíquido, la velocidad de rotación o el tamaño de la cavi-dad entre los dientes, se aumentará la presión neta deentrada requerida para las cavidades entre los dientes sellenen por completo con el líquido.

Debido a sus buenas características de autocebado yde manejo, a veces, las bombas rotatorias, pueden tra-

Fig. 5 Picadura de engranes por cavitación

bajar en condiciones casi imposibles de succión. Porejemplo, con líquidos no volátiles pueden funcionar convacíos hasta de 28 a 29.5 in de mercurio. Además, lamayor parte de los líquidos que manejan las bombas deengranes no son homogéneos, por ejemplo los productosde petróleo. Las diversas fracciones se vaporizan y con-densan a diferentes temperaturas y presiones. Esto sig-nifica que se consume menos energía en cualquiersituación dada, por lo cual la erosión producida por lacavitación no es tan seria ni destructora como con los lí-quidos homogéneos que maneja una bomba centrífuga.

En la figura 3 se ilustra el efecto aproximado de ope-rar con vacío en tres líquidos típicos. Como se verá nosuele ser aconsejable operar muy por abajo del 90% dela capacidad normal. Es preferible rediseñar la instala-ción para minimizar el vacío.

Se debe mencionar que las bombas rotatorias de en-granes se pueden dañar por la cavitación, aunque no escomún. Esto ocurre en especial con líquidos de baja vis-cosidad, con los cuales el aplastamiento de las burbujasde vapor puede ser muy rápido. En la figura 4 se ilustrael efecto de la cavitación en la placa lateral de una bom-ba de engranes externos después de 900 horas de opera-ción; el líquido era aceite lubricante con viscosidad de

Fig. 4 DaAos por cavitación en placa lateral debomba de engranes externos

Fig. 6 Relación entre variables que determinan laRNIP

208 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

110 SSU. En la figura 5 se muestra la picadura en la raízde los dientes de los engranes junto a la superficie corre-lativa de la placa lateral.

Predicción de la cavitación

La presión neta de entrada requerida en una bombade engranes externos depende de diversos factores rela-cionados; los más importantes son: viscosidad del líqui-do, velocidad de los dientes de los engranes (velocidaden la línea de paso) y tamaño de la cavidad entre dientesque es inversamente proporcional al número de dientes(Tabla 1).

El efecto general de estos factores interrelacionadosaparece en la figura 6. Se apreciará que para una pre-sión neta dada de entrada se debe reducir la velocidadde la bomba conforme aumenta la viscosidad del líqui-do. Además, según aumenta el diámetro de paso de losengranes o se reduce el número de dientes, hay que ha-cer funcionar la bomba a menos velocidad para una vis-cosidad y presión neta de entradas dadas.

La aplicación de los límites de RNZP en una bombacon diámetro de paso y número de dientes fijos da lacurva de la figura 7. Las únicas variables son la veloci-dad de la bomba, la viscosidad del líquido y la RNZP.

Tabla I El tamaño de la cavidad entre dientes esinversamente proporcional al número de

dientes

‘Para d,.hetro de $aso de 2 I”

Fíg. 7 En una bomba dada, las únicas variables

que influyen en la RNIP son la velocidad yla viscosidad del líquido

--.“. --Fig. 8 El aumento del arco de entrada en la

carcasa reduce la RNIP

P = carga totalZ = Elevación

W : Densidad del liquid

Fig. 9 La NIPA es igual a la energía totaldisponible menos las pérdidas de flujo y la

presión de vapor del líquido

PREVENCIÓN DE LA CAVITACIÓN EN BOMBAS ROTATORIAS DE ENGRANES 209

Fig. 10 Algunas características necesarias en el lado de succión para buen funcionamiento con líquidos viscosos

Tabla ll Características físicas aproximadas de hidrocarburos líquidos típicos

Iris. = Valor insignificante

210 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Mejoramiento de la succión

Hay otro factor que puede tener un efecto considera-ble en la RNZP y es el arco de entrada a la carcasa. Estearco de entrada se define como el ángulo al cual las cavi-dades entre los dientes de engranes están abiertas a lasucción de la bomba (Fig. 2). Cuanto más grande sea elarco, más tiempo habrá para que las cavidades entredientes se llenen por completo con el líquido.

En la figura 8 se ilustra el efecto de un arco de entradamás grande sobre la RNIP. Casi todas las bombas de en-granes externos se diseñan con un arco de entrada deunos 90’ para máxima eficiencia volumétrica. Un méto-do eficaz para resolver los problemas con la presión netade entrada en una bomba que está en servicio, es esme-rilar el lado de succión de las cavidades para engranesen la carcasa a fin de aumentar el arco de entrada. Porsupuesto, se debe aceptar algún menoscabo en la eficien-cia volumétrica cuando se aumenta el arco de entrada.Esto se debe a que se acorta la trayectoria de escurri-,miento alrededor de la circunferencia externa de los en-granes. Esta pérdida es pequeña en la mayor parte delas aplicaciones con baja presión de descarga.

Presión neta disponible en la entrada(NIPA)

En un sistema típico de bombeo, la energía disponibleen la entrada de la bomba se reduce cuando aumenta elflujo debido a las pérdidas por fricción en el tubo de suc-ción. La presión de vapor del líquido se debe restar dela energía disponible, ya que esa presión representa laenergía necesaria para mantener al fluido en su estadolíquido. La energía restante es la NIPA. Se puede trazaruna gráfica de la energía disponible para llenar la bom-ba con cualquier flujo, como se ilustra en la figura 9. Lapérdida de flujo en el tubo de succión aumenta junto conel flujo, mientras que la presión de vapor del líquido esconstante. Ambos factores se restan de la energía totalP + wz del sistema, medida en la succión (salida deltanque). El resultado es que hay menos energía útil dis-ponible en la succión de la bomba para evitar la vapori-

zación del líquido. En la tabla II se enumeran laspresiones de vapor y otras características físicas de algu-nos líquidos típicos.

La ubicación de la fuente de líquido y del tubo de SUC-

ción se deben proyectar de modo que la NIPA siempresea mayor que la RNZP de la bomba. El tubo de SUC-

ción debe ser de un tamaño para la viscosidad máximadel líquido; un tubo de diámetro muy pequeño o dema-siado largo o con muchas restricciones puede producircavitación. Es un ahorro mal entendido escatimar con eldiámetro de este tubo.

Algunas características necesarias en el lado de suc-ción para el buen funcionamiento de la bomba son sali-da grande en el fondo del tanque, válvula de corte deapertura total, tubo de succión más corto pero de mayordiámetro, pichancha (colador) de gran tamaño y colocarla bomba más abajo que el tanque (Fig. lo).’

Referencias

1. “Hydraulic I n s t i t u t e Standards for Centrifugal, Rotary & ReciprocatingPumps,” 13th cd., Cleveland, Ohio, 1975, pp. 145, 155, 158, 159.

2 . Karassik, 1. Krutzsch W. C., Fraser, W. H., Messina, J. P., “PumpHandbook,“h cGraw Hdl, New York, 1976, pp. 3-91 to 3-94.- ”

3. Meier, D., Systems for Pumping Viscous Liquids, Planf Eng., Mar. 30, 1978,pp. 213-216.

El autor

patentes a su nombre.

Allan B. Budris es gerente de in-Allan B. Budris es gerente de in-geniería de la Wortbington Pumpgeniería de la Wortbington Pumpcc- ld - ’ *Corp. , 14 Fourth Avenue, E a s tOtOrange, NJ 07017. Está a cargo deinvestigación, desarrollo y manteni-miento de bombas rotatorias y cen-trífugas de etapas múltiples en laplanta de East Orange. Hace mu-chos años que trabaja en Worthing-ton y en 1977 fue des ignado e lIngeniero del Año en esa empresa.Tiene licenciatura y maestría en in-geniería mecánica del Newark Co-llege of Engineering y es ingenieroprofes ional en Nueva Jersey. Esmiembro de la ASME y tiene varias

Cómo calcular el tamañode los amorpulsac0 iones

‘tiguapara

reciprocantes

,dores de

bombaS

Se presentan las ecuaciones básicas que se necesitarán así como las formas deincluir los efectos de la ineficiencia volumétrica.

J.D. Ekstrum, The Procter & Gamble Co.

Una bomba reciprocante produce flujo a pulsaciones.Una forma de suavizar las pulsaciones es con un amorti-guador de pulsaciones, que no es más que una cámarade aire que amortigua el flujo mediante compresión ydilatación alternadas del aire atrapado. La cámara, amenudo, tiene una membrana flexible para aislar el airedel líquido de proceso, a fín de que el aire amortiguadorno se disuelva en el líquido.

En especial cuando se trata de bombas reciprocantessímplex, la amortiguación del flujo también puede per-mitir la reducción del diámetro del tubo necesario parauna aplicación dada. En cada carrera de la bomba, sedebe acelerar el líquido que hay en el tubo. Si el tuboes largo esta aceleración requiere una diferencia instan-tánea en la presión mucho mayor que la requerida paramover el líquido en forma continua con el volumen pro-medio de flujo.

Aunque el tubo sea corto y el efecto de aceleración nosea grande, el flujo instantáneo máximo de una bombasímplex sin amortiguador es unas tres veces mayor queel flujo promedio. Esto, a su vez, requiere una presióndiferencial instantánea más alta de la que se necesitaríacon el mismo flujo promedio, pero estable. Si se utilizael amortiguador de pulsaciones para suavizar el flujo apulsaciones y volverlo estable, se reducirá la caída depresión en un tubo de tamaño dado.

En la figura 1 se ilustra un amortiguador sencillo enel cual la carga inicial de aire está a presión atmosférica.El volumen de la cámara antes de que entre el líquidodel proceso es lo que indica el “tamaño” del amortigua-dor o sea su volumen V, cuando está vacía.

Antes de que empiece el bombeo, la válvula en la par-te superior de la cámara está cerrada y atrapa el aire at-

12 de enero de 1981

mosférico en la cámara. Cuando empieza el bombeo, ellíquido de proceso entra al amortiguador y comprime elaire atrapado. Este “cojín” de aire comprimido se dila-ta y contrae en forma cíclica con cada impulso de labomba (Fig. 1, parte B).

En este artículo se supone que el amortiguador estáen el lado de descarga de la bomba; pero se puede usarcon las mismas ventajas en el lado de succión.

Hace algún tiempo, el autor tuvo que determinar eltamaño del amortiguador de pulsaciones para una bom-ba de émbolos tríplex. Primero consultó manuales de in-geniería que fueron de escasa ayuda. Luego, recordó un

__ Abierta

Amort iguadorv a c í o - - - i-3Vi

Sumin is t rol í qu ido Cerrada

A-V--‘-

Al proceso + I

(AI Sistema antes del funcionamiento

Al p roceso(BI Sistema durante el

funcionamientoBomba en marcha

Fig. 1 Sistema elemental con amortiguador de

pulsaciones

212 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

x = 2R x-i x=0con a = 180” con a = 0

x = posición del émbolo

Carrera = 2R

. /NHa = ángulo del cigüeñal

R = radio del cigüeñalL = longitud de la biela

Fig. 2 Descripción mecánica de la bomba de

cigüeñal deslizable

capítulo del “Chemical Engineers’ Calculation andShortcut Handbook” publicado por esta editorial endonde se describe un método para resolver este proble-ma (véanse las referencias); pero esa sección no daba de-masiados detalles. Entonces, el autor decidió ampliar lateoría con cierto detalle y comunicar los resultados allector.

El trabajo se limitó a bombas símplex, dúplex y trí-plex de acción sencilla del tipo de cigüeñal deslizable(Fig. l), pues son los tipos que más se encuentran en laindustria. Pero el método analítico utilizado se puedeaplicar en cualquier mecanismo de bomba.

Se empezará por señalar el método general y las ecua-ciones básicas para la bomba de cigüeñal deslizable y,luego, sugerir formas teóricas para incluir los efectos dela ineficiencia volumétrica. También se expresarán losmétodos recomendados por el autor para calcular el ta-maño del amortiguador.

Gasto de la bomba

Primero se definirá el sistema ideal con que se traba-jará. La descripción mecánica de una bomba típica de

émbolos en la figura 2 se denomina mecanismo decigüeñal deslizable.

El movimiento del émbolo está restringido de modoque sólo se pueda mover hacia el centro del cigüeñal alo largo de una prolongación de la curvatura del cigüe-ñal o en alejamiento del mismo. Esta restricción se pue-de convertir en forma geométrica en la siguienteecuación en que se relaciona la posición del émbolo conla posición del cigüeñal.

x=L(Jw- l)+R(l - c o s a )

Si se supone que el líquido que se bombea es incom-presible y que las válvulas de retención de succión ydescarga funcionan en forma instantánea con a = 0 ycon a = T, entonces se puede decir que el flujo volumé-trico instantáneo del cilindro hacia el tubo de descargaes proporcional a la velocidad de desplazamiento delémbolo durante la carrera de potencia. En otras pala-bras, si se conociera el valor de dx/dt en cualquier mo-mento, se lo multiplicaría por la superficie secciona1 delvástago para determinar el flujo desde el cilindro en ese

JP 0 40 80 120 160 200

08

Angula del cigüeñal, grados

2Nota: La curva siempre pasa por el punfo

t30”. 0.5 carrera por radih)

Fig. 3 Efecto de L/R sobre el perfil de flujo

momento. Por tanto, hay que diferenciar la ecuaciónpara la posición para obtener el volumen de flujo:

:=-a) I’ -@y----i”

Ahora se introducirá otra suposición: dx/dt es constan-te. En otras palabras, el motor que impulsa el cigüeñalgira a velocidad constante. Esto no es absolutamentecierto en motores de ca de jaula de ardilla, pero estámuy cerca de la realidad para condiciones de estado es-table. Entonces, se puede decir que dx/da es una medidade la capacidad de la bomba porque se puede multipli-car por la velocidad angular constante, da/dt para obte-ner la velocidad de desplazamiento. Esta velocidadtambién se puede expresar en términos de fracción decarrera por unidad de tiempo con sólo agregar xf2R,porque la carrera de la bomba es 2R. La ecuación parael flujo se puede escribir ahora como:

que da la velocidad instantánea de desplazamiento entérminos de carreras por radián de rotación del cigüe-ñal. Si se hace el trazado de esta cantidad como funcióndel ángulo del cigüeñal, a, se tendrá el perfil de veloci-dad de desplazamiento o flujo del mecanismo. Como severá más adelante, si se expresa la relación en esa for-ma, ayuda. a simplificar el cálculo del volumen delamortiguador de pulsaciones.

CóMO CALCULAR EL TAMAmO DE LOS AMORTIGUADORES DE PULSACIONES 213

Efecto de L/R sobre el perfil de flujo

La relación entre la longitud L de la biela y el radioR del cigüeñal no altera la capacidad volumétrica pro-medio de la bomba con 100% de eficiencia volumétrica;siempre se tiene una carrera completa por cada revolu-ción del cigüeñal. Sin embargo, L/R influye en el perfilinstantáneo de flujo como se indica en la ecuación (1).

Si la biela de la bomba es muy larga con lo cual L/Rse aproxima a infinita, la ecuación (1) se convierte en:

1~ = - s e n a

d a 2

La ecuación (2) se utiliza a menudo como una aproxi-mación de la ecuación (1). Sin embargo, para los cálcu-los del tamaño del amortiguador de pulsaciones parabombas tríplex que funcionan con alta eficiencia volu-métrica, esta aproximación puede ocasionar que el ta-maño del amortiguador resulte mucho más pequeño,como se describirá más adelante.

En la figura 3 se ilustra el efecto de una L/R de 3 so-bre el perfil de flujo con un solo émbolo. Quizá nuncase encontrará una L/R menor que ésa. Los valores de laL/R entre 1 e infinito estarán entre estas dos curvas. Sedebe tener en cuenta que según se reduce L/R, la veloci-dad máxima de desplazamiento tiene un ligero aumentoy la curva tiene sesgamiento hacia la derecha. Sin em-bargo, la superficie debajo de cada curva es exactamen-te la misma: una carrera.

En la siguiente descripción, se denominará sinusoidecuando se utilice la ecuación (2) para obtener una apro-ximación a su perfil de flujo.

Relación entre el tamaño delamortiguador y el perfil de flujo

En la figura 4 se ilustra la velocidad instantánea dedesplazamiento de una bomba símplex sinusoide conacción perfecta de las válvulas con dos revoluciones delcigüeñal. También se indica la velocidad promedio dedesplazamiento. Supóngase que se instala un amorti-guador de pulsaciones en el tubo de descarga y que tiene

H -0 9 0 180 270 360 4 5 0 540 630 7208z

(0) ( 9 0 ) (180) (270) (360)Angula del clgtieñal. grados

Fig. 4 Perfil de flujo de bomba símplex sinusoide

con 100% de eficiencia volumétrica

funcionamiento “perfecto”, es decir, la salida de lacombinación de bomba y amortiguador es constante eigual a la velocidad promedio de desplazamiento. Ahorase verá lo que ocurre en la cámara de aire del amorti-guador.

Al comienzo de la carrera de bombeo, la salida ins-tantánea de la bomba es menor que la salida promediocombinada de la bomba y el amortiguador. El aire com-primido en la cámara de aire del amortiguador expulsaal líquido, con lo cual se complementa el flujo de lab o m b a .

Conforme continúa la carrera, la velocidad de despla-zamiento de la bomba primero llega a ser igual y, luego,mayor que la velocidad promedio. Continúa hasta llegara un máximo y después se reduce hasta que vuelve a serigual al promedio. Durante la parte de la carrera en quela velocidad de desplazamiento es superior al promedio,el sobrante se almacena en la cámara de aire del amorti-guador y se vuelve a comprimir el aire. La magnitud deeste volumen almacenado es igual a la zona indicadacon puntos y también es igual a la superficie sombreadaque representa el volumen de líquido expulsado delamortiguador cuando la velocidad de desplazamiento esinferior al promedio y hay dilatación del aire. La super-ficie que representa el volumen almacenado se designa-rá como A.

Se debe tener en cuenta que las unidades de A son ca-rreras y que no depende del desplazamiento real ni dela velocidad de la bomba. Los únicos factores que influ-yen en A son los que alteran el perfil de flujo y son L/Ry la ineficiencia volumétrica. En otras palabras, cualquierbomba símplex con el mismo perfil de flu.jo dará el mis-mo valor de A en términos de carreras.

Para una bomba real, se puede encontrar el volumendesplazado en el amortiguador al multiplicar A por eldesplazamiento del émbolo de la bomba en cadacarrera-potencia. Este volumen real se denominará AVy se explicará cómo se utiliza para determinar el tamañodel amortiguador.

El volumen inicial, vacío, de la cámara de aire es eltamaño del amortiguador. Se denomina V, y se puededenominar la temperatura inicial absoluta T, y la pre-sión absoluta P, de la carga de aire en el amortiguador.El aire se comporta como gas perfecto en la mayor partede las aplicaciones industriales y si se supone que se tie-ne un gas perfecto, se puede relacionar V, con Al/‘comosigue:

K = (+-)(+=)(+ - L)(AV) (3)

T”,, es la temperatura absoluta del cojín de aire compri-mido en condiciones de funcionamiento, P,,,,, es la pre-sión absoluta máxima dentro del amortiguador, AP esla fluctuación total en la presión que ocurre en el amor-tiguador durante su funcionamiento.

La selección de AP necesita buen criterio del ingenie-ro. Si se actúa con demasiada cautela y se intenta limitarlas fluctuaciones en la presión a un valor muy ba.jo, en-tonces V, puede volverse demasiado grande. Se deberecordar que en un sistema grande, el amortiguador se-

2 1 4 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Notación

A Superficie del perfil de flujo que representa el volumeralmacenado, carreras

a Ángulo del cigüeñal, gradosb Rotación del cigüeñal entre el comienzo de la carrera

de descarga y el momento en que abre la válvula dedescarga, grados

c Rotación del cigüeñal entre el final de la carrera dedescarga y el momento en que cierra la válvula dedescarga, grados

L Longitud de la biela, in

p, Presión del aire en el amortiguador, psiaPmdr Presión máxima alcanzada en el amortiguador, psiaPm;, Presión mínima alcanzada en el amortiguador, psiaAP Fluctuación en la presión en el amortiguador durante

el funcionamiento, psiR Radio del cigüeñal, inT, Temperatura absoluta del aire en el amortiguador, “R

CP Temperatura absoluta del aire de amortiguación en lacondiciones de funcionamiento, OR

F, Tamaño del amortiguador (volumen cuando estávacío) in*

AV Volumen real desplazado en el amortiguador, in’x Posición del émbolo (Fig. 2)

rá un recipiente de presión y puede tener un costo ele-vado.

P. se puede considerar como la presión absoluta defunt%namiento deseada, más 112 de AI?

Se verá en la ecuación (3) que V, es inversamenteproporcional a P,. Esto significa que se puede reducir eltamaño del amortiguador si se diseña el s istema paracargar el amortiguador con aire comprimido antes delarranque en vez de utilizar aire atmosférico como puntode partida. El que esto permita o no ahorrar en la inver-sión inicial dependerá del costo de la tubería adicionalnecesaria.

La ecuación (3) se puede utilizar para calcular el volu-men adicional requerido en el amortiguador cuando sedesea reducir AP a un valor menor del que se obtiene

0.5

0.4C mm '5;:$ 0.3co.s mw : 0.22 'õBZ$L4 0.1 --. Embolo No. 1 EmtmloNo.2---55? 0

0 90 180 270 360Angula del cigüeñal, grados

Fig. 5 Perfil de flujo de bomba dúplex sinusoidecon 100% de eficiencia volum&rica

con el amortiguador y bomba instalados. Se necesita re-cordar que A V es constante en esta situación. En el casoen que las condiciones de carga inicial de funcionamien-to del amortiguador vayan a ser iguales, se puede utili-zar la siguiente ecuación.

Ya se ha visto cómo se relaciona el volumen del amorti-guador con el perfil de flujo; ahora se describirá la formaen que L/R y la ineficiencia volumétrica influyen en elvalor de A.

Efecto de L/R sobre el valor de A

Primero se verá cuál es el valor de A para la bombasinusoide idealizada de la figura 4.

Si la curva instantánea de desplazamiento cruza lacurva de velocidad promedio de desplazamiento con elángulo a, del cigüeñal cuando aumenta y con a2 cuandodisminuye, se puede escribir la fórmula:

en donde Aa es una parte pequeña del ángulo del cigiie-ña1 durante la cual el promedio de la carrera de despla-zamiento es:

All

En la bomba idealizada, el primer término de la ecua-ción anterior se convierte en:

[:’ d(&) = lp’(isena)da

= +,, al - cos a2)

y el segundo término se convierte en:

ta2 - %)(- 1 carrera = caz! - al)2~ radianes 277

Dado que se sabe que la velocidad promedio de despla-zamiento es de (1 carrera)l(2n radianes), se puede susti-tuir en la ecuación (2) y resolver para a,

1/27r = 1/2senar; s e n al = 1/77

% = sen-‘(l/r) = 0.3239 radián. o 18.56”

Mediante el examen se ve que u2 = 180” - aI.

COMO CALCULAR EL TAMANO DE LOS AMORTIGUADORES DE PULSACIONES 215Velocidadtotal de

deskzamiento

Velocidadr promedio de! desplazamiento

$ 8 ’ \z 0.1; \ ’ \ I’ ‘\

\ I \ \B tI I I\ / \ I \al> OC \ , , \, I 1 ! I

0 9 0 1 8 0 2 7 0 3 6 0Angula del cigüeflal, grados

Fig. 6 Perfil de flujo de bomba triplex sinusoidecon 100% de eficiencia volumhica

Esto permite la simplificación del primer término:

‘/[cos a, - cos (180” - a,)] = 1/2(cos UI + cos UJ= cos al

También permite la simplificación del segundo término:

$(u, - UI) = $(77 - UI - UI) = & - 2a,)

Ahora se puede sustituir el valor de ‘a, y resolver A:

A = cos 0.3239 - $[v - 2(0.3239)] = 0.5511 carrera

Se verá que es posible el cálculo explícito de A con un,perfil sinusoide debido a la sencillez de la ecuación (2).El autor no conoce ninguna forma explícita de integrarla ecuación (l), lo cual significa que es necesario utilizarla técnica para calcular la superficie trapezoidal cuandose va a incluir el efecto de L/R. Entonces, para que losmétodos de cálculo sean sencillos, es deseable utilizar elmétodo de aproximación sinusoide.

Como se ilustra en la figura 4 la línea de velocidadpromedio de desplazamiento está a 0.16 carrera por ra-dián, valor muy bajo en relación con la curva senoidal.Con el examen de la figura 3, se ve que una relaciónL/R de apenas 3 no tendrá mucho efecto sobre el valorde A. Entonces, se puede decir que para determinar eltamaño de un amortiguador de pulsaciones para unabomba símplex, se puede pasar por alto el efecto de L/Rsobre el perfil y utilizar la ecuación (2). Esta simplifica-ción se utilizará en el resto de este artículo cuando setrate de bombas símplex.

El valor de A para una bomba sinusoide dúplex conacción perfecta de las válvulas se puede calcular en for-ma similar y resulta que es de 0.2105 de la carrera deun émbolo, como se ilustra en la figura 4 en donde A estáen la zona señalada con puntos o en la sombreada conrayas diagonales.

La velocidad promedio de desplazamiento para labomba senoidal dúplex con 100 % de eficiencia volumé-trica o sea con acción perfecta de las válvulas es de doscarreras por 2a radianes de rotación del cigüeñal o 0.32

carrera por radián (Fig. 5). En opinión del autor, la ve-locidad promedio de desplazamiento es lo bastante bajaen relación con la curva senoidal para que no se necesiteincluir el efecto de L/R al calcular A, como ocurre en lasbombas símplex.

El autor ha calculado el valor de A para el caso de unabomba dúplex con L/R = 3 y acción perfecta de válvu-las para describir este aspecto; A es de 0.2285 de carreracon el empleo de etapas de lOo para el cálculo trapezoi-dal. Entonces, con el empleo de la ecuación (2) se tieneun resultado que es bajo en alrededor de 8 % . Este errorse considera lo bastante pequeño como para seguir utili-zando la suposición senoidal que es más sencilla. Se uti-liza esta simplificación senoidal para las bombas dúplex,más adelante.

Ahora se mencionarán las bombas tríplex. En la figu-ra 6 se ilustra el perfil de flujo de una bomba sinusoidetríplex con acción perfecta de válvulas. Se verá que ladescarga de cada cilindro se suma con las demás en de-terminada parte de la revolución del cigüeñal para tenerseis crestas y valles por revolución. Se indica A ya seaen la zona de puntos o en la sombreada con rayas y suvalor es de 0.009281 de carrera de un émbolo.

Para observar el efecto de L/R en este caso, se ha se-leccionado un valor de 4.571 para ella, tomado en unabomba tríplex instalada y el perfil se muestra en la figu-ra 7. Ahora sólo hay tres ciclos de compresión y dilata-ción en el amortiguador por cada revolución delcigüeñal y las crestas adyacentes se suman para determi-nar A. Igual que en otras figuras, A está en la zona depuntos o en la sombreada. Se calcula que el valor de Aes de 0.0297 de carrera de un émbolo, con base en el em-pleo de etapas de 10’ en la aproximación trapezoidal.

Entonces, con la curva de velocidad de desplazamien-to con ligero sesgamiento de una bomba real, A ha au-mentado de 0.0093 de carrera hasta 0.0297 de carrera,o sea un factor de tres, por comparación con la curva si-nusoide perfecta. Está claro que no se debe utilizar laaproximación sinusoide, ecuación (2) para determinarA en bombas tríplex que tienen alta eficiencia volumé-trica.

Antes de seguir adelante con un comentario de losefectos de la ineficiencia volumétrica sobre el perfil deflujo y en el valor de A se presenta un resumen de lo yaexpuesto.

1. El tamaño del amortiguador de pulsaciones que seutilizará con una bomba reciprocante de émbolos estáen relación directa con la curva de velocidad instantáneade desplazamiento por medio de la ecuación (3).

2. La fluctuación en el volumen en el amortiguadoren un ciclo de compresión y dilatación se puede expresarcomo carreras de un émbolo. En esta forma, la fluctua-ción es independiente del tamaño o velocidad reales dela bomba y sólo depende de la relación entre la longitudde la biela y radio del cigüeñal y de la ineficiencia volu-métrica.

3. Para las bombas símplex y dúplex se puede supo-ner una curva sinusoide de velocidad de desplazamientosin introducir mucho error. Esto significa que se puedeutilizar la ecuación (2) para calcular A, lo cual simplificael trabajo. La condición sinusoide significa que se ha

216 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Veloodad

total de Veloctdad promedlo d e

Embolo No 1‘\ Embolo No 2 ’

Angula del cigueñal grados

Fig. 7 Perfil de flujo de una bomba tríplex conL/R de 4.571, con 100% de eficienciavolumétrica

considerado a L/R como un número muy grande, lacual reduce la ecuación (1) a la ecuación (2).

4. Si se supone acción perfecta de las válvulas, o sea100% de eficiencia volumétrica, el valor de A para unabomba símplex sinusoide es de 0.55 de carrera y parauna bomba dúplex es de 0.21 de carrera de un émbolo.

5. Con 100% de eficiencia volumétrica, no se debeutilizar la suposición sinusoide en la determinación deA para una bomba tríplex. En su lugar hay que determi-nar la L/R de la bomba y utilizar la ecuación (1) paraestablecer el perfil de flujo y, después, efectuar la inte-gración necesaria con el empleo del método trapezoidalaproximado. En una bomba tríplex con L/R de 4.571,A es 0.030 de carrera de un émbolo con 100% de efi-ciencia volumétrica.

Ineficiencia volumétrica

La apertura y el cierre de las válvulas de retención desucción y descarga en una bomba reciprocante no pue-den ocurrir al mismo tiempo; se requiere un tiempo fi-nito.

0 80 160 240 320 400 480 560 640 720Angula del clguefial. grados

Fig. 8 Bomba símplex sinusoide con 71% deeficiencia volumétrica y ángulo b =

ángulo, c = 44.7O

Considérese la parte de succión en la carrera delémbolo. La válvula de descarga está cerrada, la de suc-ción está abierta del todo y la presión en el cilindro esun poco menor que el tubo de succión. Cuando el émbo-lo llega al final de su carrera de succión, se interrumpela entrada al cilindro. Entonces, el émbolo inicia su ca-rrera de descarga. Antes de que la presión en el cilindropueda aumentar para abrir la válvula de descarga, sedebe cerrar la válvula de succión y ocurrirá un pequeñoflujo de salida del cilindro hacia el tubo de succión hastaque hay suficiente caída de presión en la válvula de suc-ción para que se cierre. Una vez que cierra la válvulade succión, la presión en el cilindro debe aumentar a al-gún valor superior a la presión en el tubo de descargapara hacer que se abra la válvula de descarga.

En forma semejante, cuando se inicia la carrera desucción debe ocurrir flujo unos momentos desde el tubode descarga hacia el cilindro para producir la presión di-ferencial que cierre la válvula de descarga y, después,hay que reducir la presión en el cilindro a un valor infe-rior a la presión en el tubo de succión, para hacer queabra la válvula de succión.

Si no hay gas arrastrado en el líquido que se bombeay si éste no es compresible, es probable que la acción delas dos válvulas fuera simultánea. Cualquier gas arras-trado en el líquido significaría que se necesitará un pocomás de tiempo entre el cierre de una válvula y la apertu-ra de la otra.

En cualquier caso, la eficiencia volumétrica se puedemanejar como se ilustra en la figura 8. Al comienzo dela carrera de descarga, habrá una breve demora de bgrados de rotación del cigüeñal, hasta que empiece elflujo desde el cilindro hacia el tubo de descarga. Al finalde la carrera de descarga y al comienzo de la succión,habrá una breve demora de c grados de rotación del ci-güeñal hasta que se cierre la válvula de descarga; duran-te ese tiempo circula líquido desde el tubo de descargade retorno al cilindro.

Se verá que ya no se tiene una carrera completa dedescarga desde el cilindro hasta el tubo de descarga. Eldesplazamiento representado por la zona debajo del per-

Velocidad promedlo d e desplazamiento 0

I I 1 I I0 9 0 180 270 360

Angula del clgueñ.4. grados

Fig. 9 Bomba dúplex sinusoide con cero eficienciavolumétrica y ángulo b ángulo c = 90”

COMO CALCULAR EL TAMANO DE LOS AMORTIGUADORES DE PULSACIONES 217

La función cambia con b = 32.5”’

01 I I l 1 I0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0

Eficienoa volumétrica

Fig. 10 En una bomba dúplex, A es función de la

ef ic iencia vo lumétr ica , con b = c

fil de flujo, entre 0 y b se debe restar de la carrera y tam-bién se debe restar la zona negativa entre 180’ y (180 +6)‘. Con ello, la línea horizontal de velocidad prome-dio de desplazamiento cuando hay inefkiencia, se en-cuentra debajo de la línea para 100% de eficiencia.

En opinión del autor, es probable que b y G sean casiiguales. Se requiere un breve flujo inverso al final de lacarrera para producir la caída de presión en la válvulacon la fuerza necesaria para cerrarla. Las válvulas sue-len ser idénticas, por lo cual se necesita más o menos lamisma fuerza para moverla. Esto significa que la caídade presión requerida para el cierre de válvulas es más omenos igual en los dos extremos de la carrera. Esto, asu vez, significa que el flujo inverso será más 0 menosel mismo cuando se cierran las válvulas.

Es conveniente, para fines matemáticos, suponer queb y G son iguales. En las bombas sinusoides, se puede de-mostrar que si b = c, entonces la eficiencia volumétricaE, es igual al cos b, sin que importe el número de ém-bolos.

Efecto de la ineficiencia enbombas símplex

Continuando con la suposición de que b = c, se puededemostrar que, en una bomba símplex, A aumenta segúnaumenta b hasta que se llega a un máximo de A cuan-do b = 44.7O. Después de ese punto, A disminuyecuando b aumenta más todavía.

El valor de A al máximo es 0.60 de carrera. La eh-ciencia volumétrica en este punto es 0.710.

Se debe tener en cuenta que A no es muy sensible ala ineficiencia volumétrica en una bomba símplex. Co-mo se mencionó, el valor de A para una símplex con100% de eficiencia es de 0.55 de carrera, no muy infe-rior a A con carrera máxima de 0.60 carrera calculadacomo se describe. Por tanto, siempre que se trate de unasímplex, se recomienda tener una carrera de 0.60 paraA. No vale la pena hacer un cálculo más detallado cuan-do lo más que se puede ganar es un 8 % .

Efecto de la ineficiencia enbombas dúplex

Otra vez con la suposición de que b = c, se calculóA contra b para la bomba dúplex. Los resultados no sontan claros como en el caso de la símplex. A no llega asu máximo hasta que b = 90”, o sea la co,ndición en lacual la eficiencia volumétrica es de cero. Este se ilustraen la figura 9. El valor máximo de A es de 0.50 de carre-ra de un émbolo, o sea más del doble del valor de A con100 % de eficiencia y 0.2 1 de carrera. Para no proyectarun amortiguador de mayor tamaño del necesario parauna bomba dúplex, se ha trazado A como función de laeficiencia volumétrica en la figura 10, también con elempleo de la suposición para simplificación de b = c. Sise tiene idea de la eficiencia volumétrica que se puedeesperar en este caso, se puede calcular A mediante esagráfica.

Efecto de la ineficiencia en bombas tríplex

Como resultaría inexacto emplear la aproximacijn si-nusoide para determinar A en una bomba tríplex, el au-tor preparó un ejemplo específico para demostrar elefecto de la ineficiencia volumétrica en el valor de A. Seutiliza una L/R de 4.571 como en el ejemplo anterior pa-ra una tríplex con 100% de eficiencia, porque representauna bomba disponible en el comercio. También se su-puso 6 = c como en el caso de la símplex y la dúplex.

Se seleccionó una eficiencia de alred~edor del 85% yse calculó b con el empleo de la relación senoidal b =cos-’ 0.85 = 31.8’, que se redondeó a 30”. El perfilde flujo resultante se ilustra en la figura 11.

Se calcularon las superficies con el método trapezoi-dal y el empleo de intervalos de lOo. La eficiencia fuede 86.4% y A fue de 0.062 de carrera.

Velocidad total de---,desplazamiento I

Velocidadaproxtmada dedesplazamiento

l

2

0 4 0 8 0 120 160 200 2 4 0 280 320 360Angula del clgueñal, grados

Fig. l l Bomba tr íplex, L/R = 4 .571 , b = c = 30’.eficiencia volumétrica alrededor de 85%

218 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

En este caso se debe tener cuidado para determinar lasuperficie que se va a utilizar para calcular A. Está claroque el patrón de flujo se repite cada 120°, por lo que só-lo es necesario considerar un intervalo de 120°, se utili-zó la gama de 90 a 210” (Fig. ll). Las posiciones endonde ocurrirán las presiones máxima y mínima en elamortiguador se determina mediante observación. Eneste caso, se bombea primero al amortiguador el volu-men A, ; después el volumen menor, A, saldrá del amor-tiguador durante un breve tiempo cuando se reduce lapresión, pero no llegará a P,,,,,,; después entra al amorti-guador un volumen adicional A, hasta que la presiónaumenta hasta P,, Luego, para completar el ciclo, saledel amortiguador entre P,,,,, y Pm& todo el volumen bom-beado hacia el amortiguador y la presión vuelve a caera P,,,,, Entonces, en este caso, A = A, - A, + A, = A,.

Se verá que el efecto de la ineficiencia volumétrica so-bre A es muy severo en una bomba tríplex. El valor deA para 100% de eficiencia fue de 0.030 de carrera, queha subido a más del doble con una caída del 13.6 % enla eficiencia volumétrica. Por tanto, es necesario supo-ner una eficiencia cuando se calcula A para una tríplex,si se desea minimizar la posibilidad de seleccionar unamortiguador de tamaño menor que el necesario.

En la tabla se indican los efectos de ineíiciencia des-critos. También indica la forma en que la multiplexa-ción reduce mucho el tamaño de amotiguador requeri-d o .

Eficiencias volumétricas muy bajas

Si se hace funcionar la bomba a mucha velocidad, eltiempo requerido para abrir y cerrar las válvulas abar-cará una gran parte del tiempo de la carrera. Esto signi-fica que los ángulos 6 y c serían grandes. Los métodosdescritos se pueden utilizar para trabajar con este tipode baja eficiencia.

Otra causa de eficiencia volumétrica muy baja podríaser una válvula que se queda pegada abierta por algunapartícula extraña que se pega en el asiento 0 en la válvu-la. En este caso, la eficiencia volumétrica de ese cilindrobaja a cero. Si la válvula de succión se pega abierta, to-

La multiplexación reduce el tamaño requerido deamortiguador

Valores de A

Comocarreras deu n Bmbolo

C o m o % d e ldesplazamiento

tota1

Bomba simplexEfic. volum. 100%Efic. volum. < 100%

0 . 5 5 55.0 . 6 0 60 .

Bomba dúplexEfic. volum. 100%

Efic. volum. 85%

Bomba triplex (L/R = 4.571)Efic. volum. 100%

Efic. volum. 85%

0.21 l l .0 . 3 0 15 .

0 . 0 3 0 1 .00 . 0 6 2 2 .1

2 0 . 5c2 0 . 4z 0 . 30 0 .245

0 .1E 0N2 - 0 . 102 - 0 . 2d - 0 . 3p - 0 . 48 - 0 . 52

Cilindro No. 1: válvula de descarga pegada abierta

Clltndros Nos. 2 y 3: demoras de 60’ en apertura y

cerre de válvulas de descarga

I 11 11 i I I I t 8,

0 6 0 1 2 0 1 8 0 2 4 0 3 0 0 3 6 0 4 2 0 4 8 0 5 4 0 6 0 0 6 6 0 7 2 0Angula de cigueñal de émbolo No 1. grados

Fig. 12 Bomba tríplex, L/R = =, 33% de eficienciavolumétrica

do el líquido que entró en la carrera de succión se bom-bea de retorno al tubo de succión en la carrera depotencia, pues la válvula de descarga no abre nunca. Sila válvula de descarga es la que ocasiona el problema,entonces se succiona el líquido del tubo de descarga envez del líquido del tubo de succión hacia el cilindro enla carrera de succión, porque la válvula de succión noabre nunca.

Si una válvula se queda pegada abierta en una bombasímplex, por supuesto no habrá bombeo, por lo que nohay necesidad de preocuparse por un amortiguador depulsaciones en ese caso. Si una válvula se pega abiertaen una bomba dúplex, se la convierte en una símplex dela mitad de capacidad. Por tanto, si se espera tener queoperar en esta situación y se desea un amortiguador deun tamaño que pueda controlar las fluctuaciones resul-tantes en el flujo, se utilizaría un valor de A de 0.60 decarrera de un émbolo. Este valor de A es mayor que elmáximo de 0.5 de carrera de un émbolo requerido parael peor de los casos cuando no se pega abierta ningunaválvula (Fig. 10).

Si una válvula se pega abierta en una bomba tríplex,por supuesto se reduce su capacidad pero su efecto noes tan notorio en el tamaño de amortiguador requerido.Si dos cilindros dejan de funcionar porque las válvulasse pegaron abiertas, la tríplex se reduce a una símplexde la tercera parte de capacidad y un valor adecuado deA sería de 0.60 de carrera de un émbolo. Sin embargo,si sólo se pega abierta una válvula, el valor requerido deA puede ser mayor.

Para ilustrar lo anterior, el autor calculó la eficienciavolumétrica y A para el caso en que la válvula se descar-ga de un cilindro se pegará abierta y los ángulos b y cde los otros dos cilindros fueran de 60’. El perfil de flujoen este caso se muestra en la figura ll. Para simplificarel cálculo, se supuso una bomba sinusoide. Se encontróque la eficiencia volumétrica era de 33 % y A era de 0.61de carrera de un émbolo. Podría ocurrir que otrascombinaciones de una válvula pegada abierta, de b y dec produjeran valores más grandes de A. Si se espera te-ner que operar una tríplex con válvulas pegadas abier-tas, se sugiere utilizar un valor de A de una carrera deun émbolo.

CÓMO CALCULAR EL TAMAmO DE LOS AMORTIGUADORES DE PULSACIONES 219

El comentario de las válvulas pegadas abiertas se hacepara redondear la información. No es muy posible quese siga operando la misma bomba si las válvulas se pe-gan abiertas. La capacidad será muy inferior a la nor-mal y la única forma de aumentarla sería con el aumen-to de velocidad de la bomba. Como se necesitaría muchamás velocidad para recuperar por completo la capaci-dad, es muy probable que se exceda de la velocidad má-xima recomendada por el fabricante y los ángulos b y cserían muy grandes. Es dudoso que se pueda recuperartoda la capacidad con una mayor velocidad de la bom-ba .

Conclusión

Se pueden utilizar los siguientes métodos para deter-minar el tamaño teórico del amortiguador de pulsacio-nes requerido para una bomba del tipo de cigüeñaldeslizable.

Simplex. Multiplíquese el desplazamiento de la bombapor 0.6 para obtener el valor de ,IV que se utilizará enla ecuación (3).

Dúplex. En este caso, se necesita el cálculo de la efi-ciencia volumétrica. Utilícese la figura 2 como guía paraobtener A y multiplíquese A por el desplazamiento deuno de los dos émbolos de la bomba para obtener la A Vque se utilizará en la ecuación (3).

Tr@ex. Este caso es más complicado porque tanto laL/R como la inefkiencia volumétrica influyen mucho enel perfil de flujo. Se recomienda el siguiente procedi-miento:

1. Selecciónese una eficiencia volumétrica esperada yutilícese b cos-’ E para obtener b (supóngase que b =c). Aquí se supone que no se conocen los valores de b yc para la aplicación.

2. Utilícese la ecuación (1) y la L/R de la bomba y cal-cúlese

“c?( >da

cada 10’ de la posición del cigüeñal y trácense los valo-res de los tres émbolos. Ahora, inclúyanse b y c en la

gráfica para incluir los efectos de la inefkiencia. Súmen-se las velocidades individuales de desplazamiento en laszonas en que se traslapan los perfiles de los émbolos pa-ra obtener el perfil total de flujo (Fig. ll).

3. Ya que se ha seleccionado un valor para E y se sabeque la velocidad promedio de desplazamiento de labomba es (3 carreras)/(2T radianes) con 100% de efi-ciencia se puede calcular el flujo promedio = 3E/í’7r.Trácese esta línea recta horizontal en la gráfica. Deter-mínese, mediante tanteos y con la ecuación (1) losángulos exactos del cigüeñal a los cuales la línea de flujopromedio cruza el perfil total de flujo.

4. Determínese mediante observación cuándo ocu-rren P,,,,, y Pmix y cuáles zonas entre las líneas de perfily de flujo promedio se deben utilizar para calcular A(Fig. ll) y calcúlese A.

5. Multiplíquese A por el desplazamiento de uno delos tres émbolos de la bomba para obtener AV.

Si la bomba en cuestión no tiene un movimiento exac-to de cigüeñal deslizable, habrá que calcular la relaciónentre velocidad de desplazamiento y el ángulo del cigüe-ñal. Una vez establecido el perfil de flujo se puedenutilizar los mismos métodos recomendados antes para labomba tríplex con cigüeñal deslizable.

Referencia

Jahreis, C a r l , Design P u m p Chambrrs tc~ Con t ro l Pressurr Pulaation, Th?Chemical Engineers’ Calculatmn and Shol-tcut Deskbook, x-254 (published byChem. En{ ). p. ll 3.

El autor

J .D. Ekstrum es ingeniero enThe Procter & Gamble Co. , Inter-national Division, W i n s t o n H i l lTechnical Center, 6060 Center HillRd., Cincinnati, OH 45225 en don-dc ha trabajado en diseño dc proce-sos y de empaquetaduras, arranque,diagn&tico, diseño de seguridad pa-ra los procesos y suditorías técnicasdc plantas. También ha trabajado enplantas de esa empresa en AméricaLatma, el Sudeste de Asia y en elMrdio Oriente. Tiene título de inge-niero químico de University of Min-nesota.

Sección IVAplicaciones especiales

Bombas exentas de fugas para industrias de procesos químicosBombas centrífugas hechas de plástico para servicio corrosivoFluoruro de polivinilideno para bombas resistentes a la corrosiónSelección y aplicación de bombas para pastas aguadasNúmero de Miller: medida de la abrasividad por pastas aguadasDosificación con bombas de engranesFactores básicos de bombas dosificadoras reciprocantesBombas para aguas negras industrialesFuncionamiento de bombas de engranes y de tornillo en aplicaciones

con polímerosVálvula de control o bomba de velocidad variableSelección y aplicación de bombas de impulsor flexible

Bombas exentas de fugaspara industrias deI 0procesos químicos

Se describen las bombas de diafragma y de fuelle que evitan las fugas de sustanciaspeligrosas en relación con sus características, detalles de instalación, duración,indicación de fallas, capacidad de succión, límites prácticos y errores en ladosificación.

Gerhard Vettery Ludwig Hering, Ameritan Lewa, Inc.

En los últimos años, se han perfeccionado bombas dediafragma y de fuelle, totalmente selladas, nuevas y me-joradas, para eliminar las fugas peligrosas. Los tiposvan desde bombas microdosificadoras, con capacidadpara mililitros, hasta bombas grandes de diafragma conmotor de varios cientos de kilowatts para procesos a altapresión. Estos nuevos diseños, a menudo, resultan eco-nómicos debido a la reducción en los costos de manteni-miento y descontaminación y a las mejoras en laconfiabilidad del proceso.

Debido a que los reglamentos de higiene y seguridadindustrial en casi todos los países restringen las cantida-des de emisión y concentración de sustancias específicasen la zona de trabajo, hay necesidad de bombas con-fiables y exentas de fugas. El buen funcionamiento cons-tante del diafragma, fuelle, etc., durante miles de horas,el bajo mantenimiento requerido y la ausencia de fugasha aumentado el empleo de bombas reciprocantes dedesplazamiento en la IPQ.

Los límites de funcionamiento de estas bombas y lasventajas de las diversas construcciones se presentan enla tabla 1. Los materiales críticos, tóxicos o abrasivos re-quieren el empleo de bombas dosilicadoras o paraproducción exentas de fugas, con un tamaño máximorealista de uno 300 KW. Se describirán los tipos más co-munes de bombas de diafragma y de fuelle exentas defugas.

Diafragma de propulsión mecánica

En la figura 1 se ilustra una construcción que se em-plea mucho y de bajo costo relativo, limitada por logeneral a menos de 85 psi, en donde se emplean

diafragmas de Perbunan, Hypalon o Viton. La veloci-dad de dosificación está limitada a menos de 200 a 500carreras por hora, porque se altera la carga en eldiafragma cuando se aumenta el diámetro. La velocidadde carrera está restringida a menos de 15O/min, debidoa los choques de aceleración que ocurren con carreraparcial, en las bombas con retorno con excéntrica y re-sorte 0 con propulsión magnética.

La duración del diafragma de una configuración dada.depende de la longitud de la carrera, presión, temperatu-ra y compatibilidad con el material que se maneja.. Gl di-seño detallado es empírico y se basa en pruebas de fatigade larga duración. La duración del diafragma puede lle-gar a 3 000 h en las condiciones máximas permisibles ypuede durar más cuando, por ejemplo, se reducen lapresión, la longitud de carrera, etc.

La falla del diafragma se puede indicar con un inte-rruptor de flotador que funciona cuando hay líquido delproceso en el espacio detrás del diafragma. Otro métodopara detección de falla es con dos diafragmas acopladosen forma mecánica. Un aumento en la presión en el es-pacio entre ellos indica falla del diafragma y hará que unsensor muy sencillo haga funcionar una alarma.

Según sea la configuración del diafragma, la caracte-rística de bombeo no siempre es lineal pues depende dela presión y, en grado menor, de la temperatura. Portanto, la exactitud de la dosificación está muy relaciona-da con las tolerancias en las condiciones de funciona-miento. En la figura 2 se ilustra la relación entre el flujoy la presión con diversas relaciones entre longitud de ca-rrera y volumen de entrega; el diagrama indicador (in-serto) indica la acción de la presión en el volumen detrabajo sobre la base del movimiento de la carrera y de-

224 APLICACIONES ESPECIALES

Tabla I Límites de funcionamiento y aplicaciones

de diversos tipos de bombas exentas de

fugas

muestra el grado de elasticidad que ocurre durante lacompresión. El volumen de dosificación en relación conla frecuencia de las carreras es lineal.

La capacidad amortiguadora del diafragma en contrade los picos de aceleración ocasionados por el movimien-

Fig. 1 Bomba dosificadora con diafragma de

accionamiento mecánico

1.0

0.0/// I

0.2 0.4 0.6 0.8Longitud relatwa de carrera, H

Fig. 2 Características de flujo de bombadosificadora de diafragma. El inserto indica

la elasticidad durante la compresión

to con carrera parcial, es menor de la que se pueda espe-rar. El diafragma no puede absorber los impulsos dechoque en grado apreciable porque el tiempo entre ca-rreras es muy corto.

Fuelle de propulsión mecánica

Las bombas dosificadoras del tipo con fuelle (Fig. 3)se construyen casi exclusivamente con componentes de

Liquido del proceso

t

Cámara debomba

tFig. 3 ias bombas dosificadoras de fuelle tienen

capacidad casi ilimitada

vidrio y de politetrafluoroetileno (PTFE). Esto limita sucapacidad de presión a menos de 5 bar (70 psi) debidoa las piezas de vidrio. La capacidad de salida casi no tie-ne límites porque no hay problema para producir fuellesexentos de fatiga de gran diámetro.

Los fuelles, que se diseñan sobre la base de datos ex-perimentales, requieren más cuidado que los diafrag-mas para su conformación y fabricación, pero suelentener duración de 5 000 a 10 000 h con carga máxima.Debido a la rigidez radial del fuelle, la curva de caracte-rística de medición es lineal y depende muy poco de lapresión (Fig. 4).

Igual que en la bomba de diafragma, una posible defi-ciencia del fuelle se vigila con sensores de nivel o de pre-sión en la cámara debajo del fuelle, la cual está selladadel mecanismo de accionamiento con una empaqueta-dura auxiliar.

Diafragma de accionamiento hidráulico

El desplazamiento del émbolo por medio de líquidohidráulico ofrece la ventaja de un soporte uniforme parael diafragma. Entonces, la carga en el diafragma es sóloel resultado de la deformación elástica y no de la resis-tencia a las fuerzas de la presión. La deformación se re-duce al mínimo y se puede trabajar con presiones muyaltas. La presión sólo está limitada por la resistencia ala fatiga del diafragma comprimido y por las condicio-nes del montaje.

Accionamiento hidráulico condiafragmas de plástico

Las bombas con accionamiento hidráulico permitenmayor desplazamiento del diafragma pero su presión defuncionamiento está limitada a unas 5 000 psi y 12093por el límite de fatiga del PTFE sometido a compresióny los efectos de la sujeción.

Las bombas dosificadoras de diafragma, de tamañocompacto, pueden servir para la mayor parte de las apli-caciones (Fig. 5). El accionamiento de carrera variable,ajustable, acciona al pistón mediante una biela o articu-lación y el pistón se mueve dentro de un cilindro o cami-sa con la mínima holgura posible para producir elsellamiento. Los sistemas de lubricación e hidráulicoson comunes. El movimiento del émbolo desplaza aldiafragma, que se puede flexionar entre dos placas desoporte perforados. El llenado del espacio entre el émbo-lo y el diafragma, o sea el espacio hidráulico, se controlaa presión negativa con una válvula de reabastecimientode vacío cuando el diafragma toca contra la placa infe-rior de soporte.

El sistema hidráulico también tiene una válvula dedesahogo de presión que, a veces, se puede utilizar enlugar de una válvula externa de seguridad que estaría encontacto con el líquido de proceso. La placa superior desoporte y la válvula de desahogo protegen al diafragmacontra un flexionamiento excesivo en ciertas condicio-nes del proceso. Una válvula automática de respiraciónen el punto más alto del sistema hidráulico hace que ellíquido hidráulico no contenga gases y que no haya pro-blemas de funcionamiento. Las bombas compactas dediafragma con sistemas comunes para aceite suelen re-querir diafragmas del tipo de “emparedado” o “sand-wich’ ’ como se describe más adelante.

Los sistemas de diafragma con válvula de reabasteci-miento de vacío del tipo de compuerta (Fig. 6) ofrecenla ventaja de que el diafragma no está restringido dentrode la cámara de bombeo. Por tanto, esta cámara está li-bre de cualesquiera restricciones al flujo porque no haysoporte para el diafragma y la bomba es ideal para pas-tas aguadas de todos los tipos y también es de desarma-do rápido para empleo en la industria alimenticia. Elllenado del sistema hidráulico se controla con una válvu-la de compuerta que se mueve según la posición deldiafragma y con válvulas de desahogo y de reabasteci-

BOMBAS EXENTAS DE FUGAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMlCOS 225

Válvula de

Tornillo de a,uste de

carrera ---__- - -

Prop”lsil5” de

hadráulico - - - -

E m b o l o - - -

Diafragma d e _ _ _

elasr0mero

0 . 2 0 . 4 0 . 6 0 . 8Longatud relativa de carrera. H

Fig. 4 La bomba dosificadora de fuelle tiene flujo

lineal. Los insertos indican la elasticidad

fi

Válvula de control de vacio

1

Fig. 5 Bomba dosificadora compacta con

diafragma de accionamiento hidráulico

226 APLICACIONES ESPECIALES

miento de vacío. El respiradero continuo está en el pun-to más alto. Al contrario de la bomba de la figura 5, lossistemas hidráulicos y de lubricación están separadosdebido a los volúmenes más grandes para los cuales seutilizan bombas de diafragma con válvulas de reabaste-cimiento o control de vacío.

El sistema de válvula de compuerta ha permitidoconstruir bombas de diafragma más grandes y con-fiables. Para ese volumen grande, la disposición debombas horizontales opuestas ha resultado óptima, in-cluso con accionamiento de carrera controlada. Lasbombas grandes, cada vez más, tienen propulsor concontrol de velocidad con tiristores de ca o motores de CC.

Una bomba de diafragma para servicio “sanitario” enlas industrias alimentaria o farmacéutica, se debepoder desarmar con facilidad para esterilizarla sin des-montarla. Las bombas con un cilindro con tapa desmon-table facilitan este trabajo. El sistema de diafragma seríasimilar al de la figura 6, excepto que el diafragma está so-portado con un anillo centrador y la tapa se puede abrirpara simplificar la limpieza. La tapa sella en forma anu-lar directamente contra el diafragma. El empleo dediafragmas emparedados asegura que la cámara para el1 ’tqutdo de proceso esté separada del líquido hidráulico encaso de una falla.

Accionamiento hidráulico condiafragmas metálicos

Para servicios en donde se excede de la capacidad delPTFE, se deben utilizar diafragmas de lámina de acerolaminado en frío y paralelos. Las bombas con diafrag-mas metálicos son adecuadas para:

w Presiones mayores a 5 000 psi y temperaturas has-ta 2OO’C y en casos especiales hasta 4OO’C.

w Bombas microdosificadoras de diafragma debido ala baja compresibilidad de los diafragmas y sus sujetado-res.

Resp,radero \ / Válvula de desahogo de pres,on

Valvula de compuerta,

Diafragma de elastómero _

Carnara d e b o m b a - - - -

En la figura 7 se ilustra una bomba típica con diafrag-ma metálico, en donde se aprecian los detalles de suje-ción del diafragma y de la cabeza de la bomba. Parapresiones muy altas, superiores a 14 000 y hasta 50 000psi, es conveniente aumentar la presión de cierre de latapa de la bomba con la ayuda del sistema hidráulicopara tener un sistema de “autoapretamiento”. El líqui-do hidráulico, que pasa por una válvula de retención, seaplica en el espacio para presión y empuja la tapa de labomba. La instalación y desmontaje del diafragma se fa-cilitan mucho con este sistema y el apretamiento de lasujeción del diafragma es más preciso.

Fig. 6 Bomba dosificadora con diafragma En las bombas microdosificadoras para altas presio-hidráulico y válvula de compuerta de nes, los volúmenes de desplazamiento y las dimensionescontrol de vacío de la cabeza de la bomba de diafragma son muy peque-

!

D,afragnJ ‘Válvula de retención

metálico

. ..---+----~’

Tubos de recrculac16n

Fig. 7 Bomba con diafragma metálico de

accionamiento hidráulico para alta presión

w Aplicaciones en donde es indispensable la construc-ción metálica para tener resistencia a las radiaciones.

Debido a que los diafragmas metálicos tienen menoselasticidad, entonces para tener el mismo volumen dedesplazamiento por carrera se necesitan diafragmas ycabezas de bombeo más grandes. Para volúmenes gran-des, las bombas con diafragma metálico son más costo-sas que las de diafragma no metálico. Además, por elpeligro de agrietamiento y menor capacidad más bajapara flexión, los diafragmas metálicos delgados no sonpara utilizarlos sin soporte, como ocurre en el caso ilus-trado en la figura 6. Por tanto, sólo se puede utilizar eltipo sin soporte con una válvula de control, similar al dela figura 5.

Las consideraciones importantes para el diseño sonuna distribución uniforme del flujo por las perforacionesdel soporte y prevención de pegaduras locales. Debidoa la durabilidad del diafragma y su resistencia a las pe-gaduras, no se pueden calcular en forma matemática lasdimensiones de las perforaciones ni el perfil de la super-ficie de soporte del diafragma. Estas dimensiones de-penden de la experiencia lograda en instalaciones debombas de diafragma para altas presiones.

ñas. Entonces, los factores de diseño tienen otros valoresque para las bombas de alto volumen. La cavidad de iabomba se debe diseñar para mínimo volumen muerto ymáxima rigidez. Para una eliminación más eficiente delos gases, lo mejor es la circulación de aceite en el siste-ma hidráulico, mediante el desplazamiento del émboloy con dos válvulas de retención. La confiabilidad y exac-titud de las bombas microdosificadoras han llegado a unalto grado de perfección.

Tabla II Duración de bombas con diafragma

hidrtiulico

Los sistemas con varillaje de acción hidráulica, sirvenpara alejar de la propulsión las zonas de altas tempera-turas o peligrosas, lo cual hace posible la aplicación debombas de diafragma, por ejemplo, hasta unos 400°C.Una aplicación muy común es en la zona calentada porradiactividad en las plantas recuperadoras de combusti-ble atómico en donde los requisitos de seguridad sonmuy estrictos.

Con las altas presiones de funcionamiento que hay amenudo en los sistemas de recirculación de líquidos ogases en los procesos químicos, una ventaja adicional delas bombas de diafragma es que no hay problemas conempaquetaduras.

La distribución de esfuerzos se determina con calibra-dores de esfuerzo y deformación y pruebas sistemáticasde vibración. La sujeción del diafragma no debe impo-nerle esfuerzos adicionales. El logro de la flexión teóricapredicha para el diafragma requiere un cuidadoso análi-sis de los fenómenos del flujo de líquidos.

Desahogo (alivio) de presión

En las bombas descritas, el diafragma recibe toda lapresión de funcionamiento y la alta presión diferencialoprime el diafragma contra la placa trasera de soporte.Esta presión de contacto, por diversas razones, puedeproducir una duración poco satisfactoria del diafragma.Los patrones de esfuerzo en las inmediaciones de lasperforaciones y las restricciones en la sujeción deldiafragma son importantes.

Es necesario que el usuario sepa que los diafragmasde PTFE son poco sensibles a las grietas y abolladuras,mientras que los diafragmas metálicos sí lo son. Cuandose utilizan diafragmas metálicos, es absolutamente in-dispensable impedir la entrada de partículas sólidas a lacámara de desplazamiento.

Las zonas de sujeción y soporte del diafragma tam-bién se dañan con facilidad con las partículas de sólidos.Una vez que el diafragma está rayado o raspado no du-rará mucho. Sin embargo, a los diafragmas de plástico

Se han logrado mejoras mediante el aumento de lapresión hidráulica con una bomba reforzadora o auxi-liar (Fig. 8) que aumenta la presión en el espacio entreel émbolo y el diafragma casi hasta el valor de la presiónde operación del proceso. Con esto, el diafragma sopor-ta una presión diferencial de, por ejemplo, sólo 280 psien vez de 7 000 psi, que es una considerable reducción.En procesos con presiones variables, se puede tener con-trol automático de la presión hidráulica con un sistemade retroalimentación.

Esos sistemas prolongan mucho la duración de losdiafragmas. Las bombas de diafragma para circulaciónen el proceso se pueden optimizar si se instalan en posi-ción horizontal opuesta, porque el equilibrio de las car-gas con un émbolo común produce menos esfuerzos entodos los componentes.

Diseño, duración y fallas

El diseño seguro de un diafragma presupone el cono-cimiento preciso de la resistencia a la fatiga y la distribu-ción de esfuerzos. Las propiedades de los materialesvarían según las condiciones de carga de los diafragmas,fuelles y tubos. Es difícil obtener datos precisos con lalámina de acero laminada en frío debido a las desviacio-nes más o menos severas de su estado isotrópico. Encualquier caso, la resistencia al punto de cedencia ya nosirve como indicadora de la calidad.

Fig. 8 Bomba de diafragma de cabezas múltiples

con bomba reforzadora para el sistema

hidráulico

BOMBAS EXENTAS DE FUGAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUiMlCOS 227

II n Il

228 APLICACIONES ESPECIALES

--Sensor (transductorJde presión

Chmara de ruptura --

---Válvula de retencIón

Diafragma :lz

JEspacio’-

Fig. 9 Diafragma emparedado con transductor de

presión

no se les incrustan las partículas y son adecuados paramanejar suspensiones. La bomba de la figura 6 es laadecuada para este servicio.

En la tabla II se presentan datos de duración dediafragmas obtenidos con la experiencia en las bombascon diafragma hidráulico.

Un importante requisito en el diseño es tener una in-dicación de falla del diafragma, por el peligro que entra-ña para los operadores, el ambiente y la calidad delproducto. Los diafragmas dobles con acoplamiento hi-dráulico en la carrera de succión y descarga no han re-sultado satisfactorios, porque no se pudo cumplir con elrequisito de ausencia de fugas en el espacio intermedio.

El diafragma emparedado (Fig. 9) es un método total-mente nuevo, en especial el tipo de contacto de diafrag-ma acondicionado por el perfil durante la carrera dedescarga, acoplamiento hidráulico durante la carrera desucción y cero presión entre los diafragmas. El espacioentre los diafragmas se llena con líquido hidráulico; sinembargo, los diafragmas están en contacto metálico per-filado cuando se abre la válvula de retención durante lacarrera de bombeo y descarga el sobrante de fluido hi-dráulico hacia el espacio. Este es el método normal y es-table de funcionamiento del sistema.

Si ocurre una falla del diafragma, sea en el lado deproceso o en el hidráulico, aumenta la presión en el es-pacio y acciona un sensor de presión conectado con unsistema de alarma. Los diafragmas emparedados dePTFE se pueden utilizar con presiones hasta de 5 000psi .

Características de entrega y dosificación

Al contrario que en las bombas de diafragma y fuelle Fig. 10 Comparación de características de bombeocon accionamiento mecánico (Figs. 2 y 4), la caracterís- de cuatro tipos de bombas

tica en las bombas con diafragma hidráulico es lineal ytiene muy poca influencia de la presión.

En la figura 10 se presenta una comparación decuatro tipos de bombas dosificadoras de diafragma muydistintas: diafragma compacto, diafragma, émbolo ydiafragma de alta presión. La bomba de diafragmacompacto (bomba 1), que se ilustra en la figura 5, de-pende muy poco de la presión, que es un máximo de 140psi y es lineal. Funciona igual que una bomba de émbo-lo y la diferencia en calidad, comparada con las bombasde diafragma mecánico es notoria.

Conforme aumenta la presión, el grupo de curvas sedesplaza hacia la derecha, es decir cada característica abaja presión sigue a la bomba 1 y las que son para la má-xima presión permisible están a la extrema derecha. Lascaracterísticas sólo son paralelas con mecanismo de ac-cionamiento de punto muerto superior constante; enotra forma, habrá un ligero cambio en la gradiente. Elcomportamiento elástico se obtiene con la compresibili-dad del líquido del proceso que, a veces, puede ser con-siderable y con la elasticidad de la cámara de bombeo.

El efecto elástico es particularmente notorio en lasbombas de diafragma de alta presión (bomba IV). Lascaracterísticas de las bombas de diafragma dependenmás de la presión que las bombas de émbolo, por lasinevitables diferencias en diseño con respecto a los volú-menes muertos. En el caso de presiones de 5 000 psi,que son de empleo frecuente, la diferencia en eficienciavolumétrica es alrededor de 5 % a 8 % (bombas II y III,Fig. 10).

La exactitud de la dosificación de las bombas condiafragma hidráulico es, cuando menos, tan buena co-mo la de las bombas de émbolo. Para microdosificación,las bombas de diafragma son mucho más exactas que lasde émbolo.

1.0 r

0.8

Leyendasl Dosificadora de diafragma compacto (Fig. 51 ’II Dosificadora de diafragma IFlg. 71 I A/’III Dosificadora de émbolo (similar a III

‘IV Dosificadora de diafragma. alta presión /

0.2

0.2 0 . 4 0.6 0 . 8 1 .0ILongitud relativa de carrera. H

BOMBAS EXENTAS DE FUGAS PARA INDUSTRIAS DE PROCESOS QUíMICOS ii?29

Pérdida de succión: instalación

La pérdida de presión de succión, debida a la válvulade succión, es casi igual en las bombas de diafragma yde émbolo. En particular, los tipos que tienen cámarasdelanteras sin restricción (Figs. 1 y 6) no tienen pérdidasadicionales de presión interna en el lado del líquido deproceso. Pero, con las actuales velocidades de carrera,superiores a 300 carreras/min, es esencial optimizar lospatrones de flujo interno.

Algunos tipos de bombas de diafragma requieren pre-siones de succión como mínimo entre 7 y 42 psi, inclusolas bombas con diafragma metálico para mayor volu-men y más velocidad de carrera. En cualquier caso, losdiafragmas metálicos, con menor rigidez son más sensi-bles a la cavitación que los diafragmas gruesos dePTFE.

La cavitación se puede evitar con la instalación co-rrecta del sistema de tubería y el control de las condicio-nes de presión. Las alteraciones en la exactitud dedosificación y en el funcionamiento a causa de la cavita-ción pueden ser muy serias. La compresión demorada,cuando hay cavitación, produce considerables choquesde presión y de carga.

Debido a las influencias elásticas, el flujo instantáneode entrega no está en fase con el desplazamiento del ém-bolo. Por ello, la entrega es intermitente al final de la fa-se de compresión o sea la velocidad final del émbolo yocurrirá una onda de choque. Este problema de choque,que ocurre en todas las bombas de alta presión, se puedecontrarrestar con amortiguadores cuyo tamaño se haya

determinado de acuerdo con las teorías acerca de laspulsaciones. Además, la cavitación complicará los pro-blemas de los choques y éstos son menos críticos en ellado de succión porque la vaporización momentáneadurante los periodos de choque produce una amortigua-

Gerhard Vetter es Gerente Técnicode la Lcwa Herbert Ott GmbH, Lcon-berg, Alemania Federal. Está encarga-do de desarrollo, investigación, ventasy producción. Con más de veinte añosde experiencia en el diseño de bombasrcciprocantes, produjo la línea Lewa debombas de d ia f ragma dr a l t a p r e s i ó npara productos tóxicos. Es IngenieroD i p l o m a d o e n ingeniería mecán ica dela Universidad de Karlsruhe. Ha sidoautor de muchos artículos y libros y po-see varias patentes.

Ludwig H. Hering es Vicepresidcn-tc y G e r e n t e G e n e r a l d e l a A m c r i c a nLewa, Inc., 11 Mercer Road, Natick A01760. Tiene muchos años de experien-cia cn la industria de máquinas herra-mienta y equipo para procesos. Tienetítulo de ingeniero mecánico del Fricd-txrg P o l y t e c h n i k u m , A l e m a n i a F e d e -ml.

Bombas centrífugas hechasde plástico para servicio

l

corrosivoEn muchos casos, las bombas hechas de plástico tienen ventajas sobre las metálicascuando manejan líquidos corrosivos. Se anota cómo seleccionarlas.

Edward Margus, Vanton Pump & Equipment Co

En una planta de proceso, la bomba centrífuga es unode los equipos de mantenimiento más costoso. Su altavelocidad de funcionamiento, la susceptibilidad a los lí-quidos que se manejan y sus puntos débiles inherentes,como son los cojinetes, les reducen la duración. Por estarazón, los materiales de construcción especiales y dise-ños innovadores son de gran importancia para tenerfuncionamiento eficiente de la bomba con mínimo man-tenimiento.

Con los años, los metalurgistas han perfeccionadouna gran variedad de aleaciones que resisten a la mayorparte de los fluidos corrosivos, pero muchas veces ni losmetales o aleaciones más modernos pueden dar rendi-miento satisfactorio. Entre las razones están el alto costode las aleaciones especiales para soportar este servicio ylas limitaciones que tienen los metales para utilizarlos conla variedad de líquidos comunes en la industria química.

Por ello, cada vez más las empresas están cambiandoa bombas centrífugas de diseño especial, hechas conplásticos. La combinación de diseño y materiales de es-tas bombas ofrecen la máxima duración en servicio conmínimos problemas de mantenimiento. En muchos ca-sos, las bombas de plástico cuestan mucho menos quesus equivalentes de metal. Las bombas hechas con plás-tico se obtienen con facilidad y gracias a sus adelantosen diseño el mantenimiento es mínimo y el reemplazode piezas es sencillo.

Las primeras bombas de plástico

Las bombas centrífugas, hechas con plástico, han me-jorado mucho desde su introducción por los años de ladecena de los cincuenta. Al principio, los plásticos no

eran lo ideal para las aplicaciones. Los primeros inten-tos por proteger los componentes metálicos contra los lí-quidos corrosivos y erosivos fueron los revestimientoscon resinas epoxi o poliéster. Aunque funcionaban biendurante un tiempo razonable, había que reemplazarlosa intervalos regulares, lo cual era costoso y necesitabamucho tiempo.

Además, las piezas de las bombas revestidas con plás-ticos tenían otras desventajas, que incluían el desgasterápido y la tendencia a agrietarse y “despellejarse” enuso normal. Para resolver estos problemas, los fabrican-tes empezaron a producir bombas metálicas con las pie-zas más importantes hechas con diversos plásticos, comoel cloruro de polivinilo (PVC), el PVC clorado, polipro-pileno y productos patentados como Teflón, Hypalón,Kynar, Nordel y Vitón. Sin embargo esas bombas concomponentes de plástico también tenían desventajas, enespecial por desgaste y falta de resistencia física. Dadoque las piezas metálicas se sustituían por otras deplástico, fabricadas con el diseño de las metálicas, nopodían soportar mucho tiempo las condiciones de fun-cionamiento.

Bombas totalmente de plástico

Los fabricantes de bombas aceptaron poco a poco elempleo de plásticos para construir bombas centrífugas,porque los primeros plásticos no tenían resistencia es-tructural, eran difíciles de maquinar o formar a las tole-rancias requeridas y porque su rendimiento en diversascondiciones físicas y de trabajo con productos químicossólo se podía determinar mediante extensas y costosaspruebas de laboratorio y de campo.

BOMBAS CENTRiFUGAS HECHAS DE PLÁSTICO PARA SERVICIO CORROSIVO 231

Tabla I Compatibilidad de los plásticos para diversos productos corrosivos

Líquido que se maneja Material de la bomba Liquido que se maneja Material de la bomba

Acetato de amilo C C A A C C

Acetato de metilo - A A A A C

Acetato de sodio A A A A c c

&ido acético glacial 100% C B A - B C C

&ido arsénico B A A A - A

Ácido bromhídrico

Ácido carbólico

Ácido clorhídrico

Ácido crómico

Ácido fórmico

B A A C C A

B B A B C A

A A A C - A

B B A A A C A

A A A A A C C

Ácido nítrico, hasta 30%

Ácido nítrico, 30 a 60%

Ácido nítrico, 70%

Ácido perclórico, 10%

Ácido sulfúrico

C A A C A C A

C C A C A C A

C A C A

CAVACA

A A A A C A

Ácido sulfúrico, 0 a 50%

Ácido sulfúrico, 50 a 85%

Ácido sulfúrico, 85 a 96%

Ácido sulfuroso

Ácido tricloroacético

A A A C B C A

C A A C B C A

CCACBCA

A A A A C C A

C A A C C C

Acrilato de etilo

Agua regia

Alcohol butílico

Anilina

Benceno

A A A C c c

C C A C A C A

B A A A A A

C C A A B C A

C C A A B C A

Benzalheído

Bisulfito de calcio

Bisulfuro de calcio

Bromuro de sodio

Carbonato cúprico

C C A A B C C

A A A A A A

C C A C C A

A A A C C A

A A A C AA

Ciclohexano

Ciclohexanol

Cloro acuoso

Cloruro de aluminio

Cloruro de bencilo

C C A A C A

C C A A C A

C A A C C A

A A A B A A

- A A A C C

Cloruro cúprico

Cloruro de estaño

Cloruro férrico

Cloruro de metileno

Cloruro mercúrico al 20%

A A A C A A

A A A C C A

A A A C A A

-CAA C B

A A A A C B

Cloruro de radio

Cloruro de zinc

Cromado, solución para

Dietilamina

Dietilbenceno

A A A C C A

A A A C A A

BBA- C A

- A A A C A

B B A A C A

Dimetilamina

Disulfuro de carbono

Dorado, solución para

iter isoprofílico

Fenol

C C A A C A

C C A A C A

A A A C - A

A A A A c c

C C A A B C A

Floruro de aluminio A A A C A -

Fosfato tributílico C A A A C C

Fosfato tricresílico C A A A C A

Ftalato diburílico C C A A C C

Gasolina C C A A AA

Hidróxido de amonio A A A A A C A

Hidróxido de bario A A A B A A

Hidróxido de potasio A A A A A B A

Hipoclorito de sodio AAACAA-(todas las concentraciones blanqueadoras)

Hipoclorito de calcio AAACAB-

Metiletilcetona

Nafta

Naftaleno

Nitrato de alummioNitrato de amonio

C C A A C C

C C A A A B A

C C A A A C B

A A’A A A AA A A A C-

Nitrato de barioNitrato de mercurio

Oxido de etileno

Peróxido de sodio

Persulfato de amonio

A A A A -AA A A A A A

C C A A A

-AAA C A

A A A A ~ A

Resorcinol

Salicilato de metilo

Sosa cáustica

Sulfato de aluminio y potasio

Sulfato de amonio

C C A A C A

--AA C A

A A A A A A

A A A A AA

A A A B AA

Sulfato de magnesio y amonio

Sulfato de zinc

Sulfuro de bario

Sulfuro de sodio

Tetracloruro de carbono

A A A A AA

A A A A A A

A A A A - A

A A A A C A

C C A A B C A

Tolueno (toluol)

Tricloroetileno

Tricloruro de etileno

Trimetilamina

Tritanolamina

Uranato de sodio

C C A A c c

C C A A A C A

--AA

C C A A C C

C C A A C C

A A A A A A

(todas las concentraciones

blanaueadorasl

232 APLICACIONES ESPECIALES

Ya no ocurre así. Se construyen ya bombas con todassus piezas de plástico, de modo que no hay piezas metá-licas que hagan contacto con las sustancias que se mane-jan. Además, las bombas de plástico han comprobadosu durabilidad con años de servicio. Ahora ofrecen unaforma confiable y económica para manejar sustanciasquímicas corrosivas como los ácidos fluorhídrico, sulfú-rico, nítrico y otras sustancias oxidantes, así como cáus-ticos, disolventes y otros materiales que crean proble-mas, a temperaturas hasta de 325’F, presiones hasta de150 psi y flujos que pueden ser de 550 gpm.

En el diseño de las bombas se tiene en cuenta la elasti-cidad del plástico. Se debe tener en cuenta que cuandose dice “totalmente de plástico” es que así está construi-da la bomba, excepto el motor y el eje o árbol de aceroinoxidable; algunos fabricantes ofrecen ejes con las zo-nas mojadas encerradas dentro de una camisa de plásti-co de sección gruesa para aislarlos de los líquidos que semanejan.

Debido a la elasticidad de los plásticos, los álabes delimpulsor se pueden doblar o flexionar para absorber losposibles choques por el golpe de ariete o los que se pro-ducen durante el arranque o el paro por la inercia dellíquido en la tubería. Entonces, los álabes del impulsorson más gruesos en la raíz para darles mayor resistenciay más delgados en las puntas para darles flexibilidad yresistencia a los choques. Además, los álabes tienen unpaso más grande para mover más líquido. Las bombasestán disponibles en tamaños muy grandes para quefuncionen a velocidades más bajas a fin de minimizar losproblemas de cavitación, pues ésta es una causa princi-pal de la erosión de los impulsores en las bombas metá-licas.

Las bombas de plástico pesan mucho menos que lasde metal de igual capacidad. Incluso después de años deservicio, la ausencia de picaduras por corrosión en lasbombas de plástico permite desarmarlas con rapidez,cosa que podría ser imposible en las de metal. Se utilizaun número creciente de diversos materiales no metálicospara tener funcionamiento confiable y duradero de loscojinetes, que incluyen cerámicas ultrapuras, Teflón,carbono ultrapuro, Rulon, Ryton, etc.

Con un reciente adelanto, que es la bomba con eje oárbol hueco, se eliminan por completo los cojinetes de ca-misa (chumaceras) que funcionan dentro del extremopara líquido y permiten que la bomba funcione en secosin quemarse. En las bombas horizontales y verticales eleje está soportado por completo por los cojinetes de bo-las del motor eléctrico que están separados. Si algunavez hay que reemplazar o volver a revestir el eje, se pue-de desmontar con facilidad.

Los ingenieros pueden escoger entre muchas bombascentrífugas hechas de plástico para cada aplicación. Laselección se basa en los requisitos de espacio, costo ini-cial y de instalación, costo de piezas de repuesto (refac-ciones), facilidad de servicio, disponibilidad y manteni-miento.

Se debe tener en cuenta que la selección de plásticosse basa en factores de corrosión, erosión, seguridad delpersonal y contaminación del líquido. Si el liquido muycorrosivo que se va a manejar contiene sólidos, la

selección de bombas y materiales se vuelve muy limita-da, pero las bombas modernas de plástico pueden traba-jar con esos líquidos.

Determinación de factores del servicio

Los principales aspectos que se deben considerar enla selección de una bomba centrífuga hecha de plásticopara servicio con líquidos corrosivos, son:n Naturaleza del líquido que se manejaráw Carga del líquidon Volumen de flujo o capacidadn Material y tamaño de las tuberíasw Condiciones de funcionamiento: efectos de tempe-

,ratura, flujos, velocidad de circulaciónn Desgaste de la bomba por choques hidráulicos o

térmicosH Anclajes y soporten Facilidad para la instalación- -

Es necesario saber las condiciones a las que estará so-metida la bomba e incluyen la temperatura, condicionesde succión y propiedades lubricantes del líquido, paradeterminar el tipo de sellos mecánicos que se utilizará.Se debe dar toda la información necesaria al fabricantepara que recomiende el sello que pueda aumentar la du-ración de la bomba.

Una vez determinados los factores del servicio y,lasespecificaciones, hay que seleccionar al fabricante de lab o m b a .

Primero, como la casi totalidad de las bombas se fa-brican en tamaños estándar, ipuede ofrecer el fabrican-te el tamaño y tipo de bomba más adecuados para elservicio en cuestión?

Después, hay que obtener la respuesta a preguntas ta-les como si el fabricante puede ofrecer servicio en elcampo 0, si es necesario, se puede llevar la bomba a lafábrica y si se puede enviar un ingeniero que observe lareparación. Cabe decir que muchos fabricantes conside-ran secreto industrial la fabricación y reparación debombas.

Otro aspecto importante que se debe tener en cuentaantes de hacer la selección es iqué tan grande es la dota-ción de piezas de repuesto que recomienda el fabrican-te? Aunque casi todos los fabricantes recomiendanadquirir un juego de repuestos con la bomba, si inclu-yen demasiadas piezas podría sospecharse que habráproblemas. En cambio, las nuevas bombas con eje hue-co suelen ser muy confiables si se tiene en cuenta que lasúnicas piezas para repuesto son el eje y la carcasa.

Una de las principales ventajas de las bombascentrífugas es la sencillez de funcionamiento y diseño;son ideales para manejar líquidos de todos los tipos, in-cluso los que tienen sólidos abrasivos y de otros tipos.Muchos usuarios de bombas especifican filtros o pichan-chas especiales para eliminar los sólidos en el fluido. Losfiltros no se necesitan en el 99% de las aplicaciones y enmuchos casos las pichanchas (coladores) no son la solu-ción. Una bomba de plástico bien diseñada puede ma-nejar sólidos sin problema y la pichancha sólo entor-necerá la circulación y necesitará limpieza frecuente. . .

BOMBAS CENTRíFUGAS HECHAS DE PLÁSTICO PARA SERVICIO CORROSIVO 233

Cuando el fluido contiene sólidos, el fabricante sumi-nistrará bombas con conductos internos de tamañosuficiente para manejarlos. Colaborará con los ingenie-ros a fin de evitar bolsas o puntos ciegos en el sistemadonde se puedan acumular sólidos y para tener la certe-za de que las holguras entre las piezas movibles y esta-cionarias de la bomba sean mínimas. También puedeayudar en el diseño de un lavador del sistema para lapurga periódica de cualesquiera sólidos acumulados.

Antes de seleccionar una bomba, hay que consultarcon el fabricante para determinar que todo el sistema enque se instalará está diseñado para facilitar el manteni-miento y la inspección y permitir posibles cambios en elfuturo. La circulación de entrada a la bomba debe serlo más uniforme y recta que sea posible con un mínimode cambios abruptos corriente arriba. Si la instalaciónno se hace con todo cuidado, ocurrirán ruido, vibración,pérdida de capacidad, sobrecarga del propulsor y fallas

excesivas de cojinetes y el eje. Es de máxima importan-cia que la bomba esté muy accesible para facilitar el des-montaje 0 cualquier reparación.

El autor

Edward Margus es Vicepresiden-te de Ingeniería de la Vanton Pump& Equipment Corp., 201 SweetlandAve., Hillside, NJ 07025, encargadode perfeccionamiento de productos ytécnicas de fabricación de bombascentrífugas, rotatorias y de sumiderohechas con plástico. También se en-cargó de la construcción de unaplanta de Vanton en Europa. Tienemuchos años de experiencia en estaindustria y la metalmecánica. Tienelicenciatura y maestría en ingenieríamecánica del Newark College of En-gineering. Ha publicado numerosos

artículos relacionados con estas bombas y los sistemas de mane,jo delíquidos.

Fluoruro de polivinilidenopara bombas resistentes a1 a corrosiónLos adelantos en la fabricación con j7uoruro de poliuinilideno han permitido hacerbombas resistentes a la corrosión sin piezas metálicas que toquen el líquido.

Edward Margus, Vanton Pump & Equ$ment Corp.

Las mejoras en los plásticos para ingeniería, con me-jores propiedades físicas térmicas y químicas combina-das con la gran facilidad para moldearlos y maquinarloshan ampliado su empleo en las aplicaciones de bombeomás exigentes.

Los componentes de bombas, moldeados y maquina-dos con precisión, hechos con cloruro de polivinilo(PVC), cloruro de polivinilo clorado, polipropileno, po-lietileno y fluoruro de polivinilideno (PVF,), por ejem-plo, dan servicio largo y de bajo costo en el bombeo delíquidos para los cuales antes sólo se podían emplearacero inoxidable u otras aleaciones especiales, a vecescon resultados insatisfactorios. En el manejo de muchosproductos químicos, cualquier pieza metálica en contac-to con el líquido o sus vapores casi siempre ocasionaráproblemas en el futuro.

Los usuarios no pudieron disfrutar de inmediato lasventajas de los plásticos en relación con los metales pararesistir el ataque de líquidos corrosivos. Muchos fabri-cantes tardaron en adoptar los plásticos porque, al prin-cipio, carecían de resistencia estructural y eran difícilesde maquinar o formar con determinadas tolerancias.Además, su rendimiento en diversas condiciones físicasy químicas sólo se podía predecir con largas y costosaspruebas de laboratorio y de campo. Quizá en ningunaindustria se hagan pruebas más minuciosas de la resis-tencia física de un nuevo plástico que en la de las bom-bas. Se lo somete en forma simultánea a corrosión, calory abrasión y a los esfuerzos y presiones de un alto volu-men de descarga.

Pero, en poco tiempo, los plásticos dieron el resultadoesperado en bombas, gracias a los adelantos en su fabri-

cación para usos en ingeniería y al lograr productos másresistentes porque algunos fabricantes de bombas deci-dieron aprovechar las cualidades de los polivinilos y lospolipropilenos para mejorar la duración de las bombas.

Ya se construyen bombas rotatorias, centrífugas hori-zontales, centrífugas verticales y sumergibles sin piezasmetálicas que toquen el líquido que se bombea. Esto hapermitido utilizar bombas de plástico no sólo donde serequiere máxima limpieza como en el manejo de ali-mentos, productos farmacéuticos, agua pura y otrosproductos en donde no se puede tolerar la contamina-ción por contacto con metales; también se emplean enaplicaciones en donde las condiciones físicas y químicasdañaban las bombas con gran rapidez.

Plásticos mucho más resistentes

Uno de los adelantos más recientes en plásticos paraingeniería y para componentes críticos de bombas es elfluoroplástico PVF,. Soporta condiciones desfavorablesque no pueden resistir el PVC, el polietileno o el poli-propileno y ha permitido mayor rendimiento de lasbombas en aplicaciones que impiden el uso de la mayorparte de otros materiales, sean plásticos o aleaciones.

El fluoruro de polivinilideno que fabrica PennwaltChemical y lo vende con la marca registrada Kynar, tie-ne resistencia mecánica y tenacidad. Se puede moldear ymaquinar a las tolerancias precisas y configuracionescomplejas de los componentes de las bombas mejor quemuchos otros plásticos.

Su gama de temperaturas de funcionamiento, de-80°F a 300°F es mayor que la del PVC, el polipropile-

FLUORURO DE POLIVINILIDENO PARA BOMBAS RESISTENTES A LA CORROSIÓN 235

Bomba centrífuga con todas las partes mojadashechas con PVF,

no o el cloruro de polivinilo clorado y es muy resistente aproductos químicos como halógenos, oxidantes y la ma-yor parte de las bases y ácidos, excepto el sulfúrico fu-mante. Tiene resistencia casi completa a los alifáticos,aromáticos, alcoholes y disolventes clorados.

Aunque las carcasas y piezas internas de bombas he-chas con Kynar cuestan hasta 15 veces más que las equi-valentes de polipropileno, las hechas con Kynar seconsideran económicas para aplicaciones en donde senecesita larga duración, resistencia a la abrasión y tra-bajo a altas temperaturas.

w En una compañía de productos químicos, despuésde 3 000 horas de pruebas con una bomba centrífuga he-cha de Kynar, que manejaba ácido nítrico al 65 % entre180 y 200°F, succión inundada, a 80 gpm con carga to-tal de descarga de 80 ft, se decidió utilizar las bombasde Kynar en todas sus plantas para esta aplicación tansevera. Ningún otro tipo de bomba soportó las pruebas.n Toda la industria del bromo debe su adelanto a los

componentes de Kynar; el bromo ataca cualquier otromaterial y el Kynar es resistente no sólo al bromo y asus vapores que son mucho más corrosivos, sino tam-bién a los diversos productos químicos corrosivos utili-zados en el proceso. Hay muchas compañías de produc-tos químicos que utilizan bombas de Kynar para poderprocesar el bromo.

w Una empresa especializada en reciclar solucionesconcentradas de ácido y sal para limpieza de metales uti-lizadas en la industria metalúrgica, a temperaturas de180’F y mayores, cambió a bombas de Kynar despuésde repetidas fallas de otras bombas por erosión del im-pulsor.

Las pruebas y experiencia del rendimiento del Kynaren el bombeo de muchos productos químicos a tempera-turas altas indicaron que el PVC sólo se debe usar hasta145’F; el PVC clorado hasta 190’F; el polipropilenohasta 185’F y el Kynar hasta 250’F.

En la tabla 1 se enumeran algunos productos quími-cos con los que el Kynar logró mejores resultados queel polipropileno.

Tabla I Rendimiento de las bombas de PVF, en

diversas condiciones

Acidos 70°F 150°F 212OF 275OF

Acético glacial

Agua regia

Clorhídrico al 20%

Fenol, al 10%

Fenol, al 100%

Fluorhídrico al 35%

Fórmico

Nítrico

Nítrico y sulfúrico, SO/50

Sulfúrico concentrado

Bases

Anilina

sec-butilamina

tert-butilamina

Hidróxido de amonio

Hidróxico de sodio al 10%

Hidróxido da sodio al 50%

LIDMIl e hidrazina 5O/50

Disolventes

Acetato de etilo

Acetona

Alcohol diacetónico

Benceno

Benzaldehido

Dietilcelosolve

Diisobutileno

Etanol

Éter etilico

Percloroetileno

Tetracloruro de carbono

Trementina (aguarrk)

Tricloroetileno

Otros productos químicos

Bromo, seco

Bromo, acuoso

Cloro, húmedo o seco

Dióxido de nitrógeno

Flúor

Oxido de etileno

Peróxido de hidrógeno al 30%

Peróxido de hidrógeno al 90%

Tetrabxido de nitrógeno

Refrigerante 113

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1. Poco 0 ningún efecto.

2. Algún efecto, pero no indica menoscabo del servicio.

3. Efecto notorio, aunque se puede seguir usando.

NR. No se recomienda.

7 No hay datos concluyentes de las pruebas.

En la misma serie de pruebas se encontró que el poli-propileno fue tan bueno como el Kynar con otros pro-ductos químicos. De alrededor de 200 productos conque se hizo la prueba, el polipropileno sólo tuvo másrendimiento que el Kynar al bombear ácido bencensul-

236 APLICACIONES ESPECIALES

fónico caliente. Para bombear ciclohexanol caliente ni elpolipropileno ni el Kynar dieron resultados óptimos.

Muchos problemas resueltos

La impermeabilidad del Kynar lo hace aplicable conuna amplia gama de productos químicos y disolventescalientes, abrasivos y corrosivos. Además, no es tóxicoy ha sido aprobado por Food and Drug Administrationpara utilizarlo con productos alimenticios.

La amplia aplicabilidad de este nuevo plástico paraingeniería, combinada con los adelantos en el diseño delas bombas y con un mejor conocimiento de los requisi-tos de las industrias de procesos, permite a los fabrican-tes ofrecer bombas centrífugas hechas totalmente deplástico para resolver muchos de los problemas de ma-nejo de líquidos a que se han enfrentado las industriasde procesos químicos.

El autor

Edward Margus es Vicepresidentede Ingeniería de la Vanton Pump &Equipment Corp., 201 SweetlandAve., Hillside, NJ 07025, encarga-do de perfeccionamiento de produc-tos y técnicas de fabricación debombas centrífugas, rotatorias y desumidero hechas con plástico. Tam-bién se encargó de la construcciónde una planta de Vanton en Euro-pa. Tiene muchos aiios de experien-cia en esta industria y en la metal-mecánica. Tiene licenciatura ma-estría en ingeniería mecánica delNewark College of Engineering. Ha

publicado numerosos artículos relacionados con estas bombas y los sis-ternas de manejo de líquido.

Selección y aplicacióbombas para pastas

A1

n d.e

aguadas

El manejo de pastas aguadas se ha vuelto muy común en las plantas de proceso,por ejemplo, el control de la contaminación incluye bombear pastas aguadas. Esteartículo ayudará a seleccionar una bomba para pastas aguadas para cumplir conlos requisitos.

J. Ingemar Dalstad, Morris Pum@, Inc.

La mayor parte de los ingenieros rara vez necesitanseleccionar una bomba para pasta aguada. Pero la selec-ción incorrecta puede tener resultados muy costosos.

En este artículo se comentará cuándo se debe utilizaruna bomba para pasta aguada, pues no siempre saltana la vista las características más deseables en el diseño,y otros criterios y obstáculos que intervienen en la selec-ción y la aplicación.

Cuándo usar una bombapara pasta aguada

Muchas de las confusiones para decidir cuándo se de-be especificar una bomba para pasta aguada surgen deque no hay un acuerdo general de lo que es “pastaaguada” y se debe en gran parte al número casi infinitode mezclas de sólidos y líquidos. En lugar de las muchasdefiniciones académicas de pasta aguada, se podría uti-lizar la siguiente definición más amplia y funcional:“Una pasta aguada es cualquier mezcla de líquido y só-lidos que pueda ocasionar abrasión u obstrucciones im-portantes en la bomba o una falla mecánica debida acargas elevadas o choques de impacto”.

En ciertas circunstancias, parecería superfluo consi-derar el “cuándo” en la selección de una bomba. Porsupuesto, una bomba utilizada para manejar pastasaguadas específicas, como los desechos o “jales” de lasminas o concentrados químicos se debe diseñar yconstruir para máximas resistencia física y a la abrasióny capacidad para dejar pasar los sólidos.

Pero iqué ocurre con una bomba utilizada para sumi-nistrar grandes cantidades de agua para enfriamiento,

tomada de un río lodoso? En estas pastas “accidenta-les” la finalidad principal es la conducción del líquidoy no se pretende (a veces no se reconoce) que hayasólidos incluidos. No obstante, si no se utiliza una bom-ba para pasta aguada en esta aplicación, muchas vecespuede ocasionar costos excesivos de mantenimiento,piezas de repuesto y pérdidas de tiempo.

El “cuándo” de la selección de la bomba se puede re-solver con una regla empírica: siempre que el líquidoque se va a bombear contenga más sólidos que agua po-table, hay por lo menos que pensar en emplear unabomba para pasta aguada.

Características típara pastas aguaB

icas de las bombasas

;Cuáles son las características de una bomba parapasta aguada (Fig. 1) que la distinguen de una centrífu-ga estándar? En el exterior hay pocas diferencias, aun-que la bomba para pasta aguada suele ser más grande.En el interior tienen muchas características que la hacencompletamente diferente.

El espesor de pared de las piezas del extremo para lí-quido o mojado, como carcasa, impulsor, etc., es mayorque en las centrífugas. La lengüeta de la voluta o sea elpunto en la carcasa en que la boquilla de descarga diver-ge de ella, suele ser menos pronunciada para minimizarlos efectos de la abrasión. Los conductos para circula-ción en la carcasa y el impulsor son lo bastante grandespara dejar pasar sólidos sin que se obstruya la bomba.Estas bombas están disponibles en una gran variedad demateriales de construcción para dar la resistencia reque-

238 APLICACIONES ESPECIALES

Bomba para agua Bomba típica para pasta aguada

Fig. 1 La bomba para pasta aguada tiene muchas caracteristicas distintas de una bomba centrífuga típica paralíquido limpio

rida a la abrasión, corrosión e impacto en casi cualquieraplicación para manejo de sólidos.

Se utilizan camisas reemplazables en las zonas de des-gaste crítico para disminuir el costo del cambio de pie-zas. En muchas bombas para trabajo ligero y mediano,las camisas sólo se utilizan en el lado de succión. En unabomba para servicio con pastas muy abrasivas se utilizauna camisa adicional en el lado del cubo de la carcasay, muchas veces, también en la boquilla de succión.Otro método es emplear un complejo revestimiento decascarón, es decir, una carcasa dentro de la carcasa. Sepueden utilizar revestimientos de caucho, cerámica ymateriales sintéticos en muchas aplicaciones especiali-zadas.

L í q u i d o

Debido a que la abertura entre la cara del impulsory la camisa de succión se agrandará con el desgaste, elconjunto rotatorio de la bomba para pasta aguada debetener ajuste axial para conservar la holgura especificadapor el fabricante. Éste es un aspecto crítico si se deseaconservar la carga, capacidad y eficiencia de diseño.Otros componentes especiales incluyen prensaestopasde tamaño muy grande, camisas de eje (árbol) reempla-zables y álabes posteriores del impulsor que mantienenlos sólidos alejados del prensaestopas.

Los cojinetes radiales y los de empuje axial en estasbombas son más grandes que en las centrífugas, por lasexigencias impuestas por las pastas aguadas de alta den-sidad. Aunque los álabes posteriores del impulsor (que

Requisi tosf ísicos de la

p lanta

I I

Raquisitoseconómicos,

6$$$_ I

ISucción, potencia, espacio, etc.

N a t u r a l e z a best8tica Perfi l TamaAo, dureza, etc.

- - est6ticoOpciones de

Punto de funcionamiento b o m b a s I

Carga estática capacidad tubería1 Raquu~saddel 1 ’ ’

2 La gráfica de lógica para selección de estas bombas indica la diversa información que sedebe tener en cuente

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS PARA PASTAS AGUADAS

se utilizan para reducir la presión en el estopero) redu-cen el empuje axial, pueden tener un considerable des-gaste en servicio con abrasivos. En consecuencia, loscojinetes deben tener amplia capacidad para resistir lascargas de empuje sin ayuda. No se deben utilizar aguje-ros de equilibrio en el impulsor para reducir el empujeaxial, porque se pueden obstruir o dar origen a un des-gaste localizado excesivo en el impulsor.

Casi todas las bombas para pasta aguada tienen im-pulsores de mayor diámetro que las bombas para líqui-do limpio a fin de poder lograr las cargas y capacidadesa velocidad baja. El funcionamiento a baja velocidad esuna de las características más importantes para reducirel desgaste en estas bombas. La experiencia ha indicadoque el desgaste abrasivo de cualquier bomba dada au-menta, cuando menos, en razón de la tercera potenciadel aumento en rpm.

iCuál bomba se debe seleccionar?

Si se determina que se necesita una bomba específíca-mente para el manejo de sólidos, los siguientes pasos sonla selección y aplicación correctas de la bomba. Aunqueestos pasos son complejos y están interrelacionados, sepuede simplificar el trabajo como sigue:

w Establézcase un grupo de posibles opciones entrelas muchas bombas que hay en el mercado.n Trácese una curva del sistema que indique las car-

gas requeridas en la bomba con diversas capacidades.w Compárense las curvas de rendimiento de la bom-

ba con las del sistema para determinar la selección finalde la bomba.

La gráfica lógica (Fig. 2) para selección de bombas in-dica las numerosas fuentes de información que se debenconsultar para determinar la opción en el grupo de bom-bas, la curva del sistema y la concordancia final. Si enla aplicación se fuera a emplear una bomba centrífugaestándar para agua, casi lo único a considerar serían lacarga y la capacidad, que sugerirán las opciones inicia-les. Cuando se selecciona una bomba para manejo desólidos, la primera consideración debe ser el materialque se va a manejar, tanto en estado estático como diná-mico.

Perfil estático de la pasta aguada

Un análisis del perfil estático de la pasta aguada ayu-dará a determinar la capacidad para paso de sólidos, re-sistencia a la abrasión y resistencia mecánica requeridasen la bomba. Los elementos más importantes del perfilestático se pueden dividir en cuatro categorías.

1. Tamaño de los sólidos. iCuáles son las partículas másgrandes que debe manejar la bomba? iSon los sólidos detamaño similar 0 aleatorio?

2. Naturaleza de los sólidos. iSon pulpa o duros, ligeroso densos, redondos o irregulares, abrasivos o corrosi-vos?

3. Naturaleza del líquido. iQué tan corrosivo es el líqui-do? ilubricará los sólidos y reducirá la abrasión?

4. Concentración de sólidos. ~ES la relación entre sólidosy líquido la que determina la influencia de las caracterís-ticas de los sólidos en la pasta aguada como un todo?

Fig. 3 La bomba para pastas ligeras y souaosgrandes ocasionales tiene conductos

grandes pero sin camisas

Estas cuatro características estáticas originan requisi-tos especiales y requieren características específicas dediseño y construcción de la bomba.

Por ejemplo, en la figura 3 se ilustra una bomba desti-nada a manejar desechos, pastas aguadas ligeras y sóli-dos grandes ocasionales. Al contrario de la bomba de lafigura 1, en ésta no se utilizan camisas de desgaste. Seutilizan conductos de circulación muy grandes en la car-casa y el impulsor. Como estas bombas se suelen utilizarpara aguas negras y desechos industriales de poca abra-sividad, se transige en ciertas características para reduc-ción del desgaste, a fin de aumentar la eficiencia hi-dráulica.

En otras aplicaciones se implican además de sólidosgrandes, materiales muy abrasivos y hay choques de im-pacto. En la figura 4 se ilustra cómo se logra protección

Fig. 4 Las bombas para pastas muy abrasivas

tienen camis- reemplazables

240 APLICACIONES ESPECIALES

Fig. 5 La bomba de vórtice para pastas con sólidosgrandes tiene el impulsor embutido en laparte trasera de la carcasa

con el empleo de muchas camisas reemplazables. Estasbombas se utilizan para escoria de hornos, pastas agua-das con alta concentración de cenizas y para desechosquímicos muy abrasivos.

Cuando hay que bombear desechos químicos u otroscon gran cantidad de sólidos, la bomba de vórtice (Fig.5) puede ser la solución. Dado que el impulsor está em-butido por completo en la parte trasera de la carcasa, sepuede emplear una bomba pequeña para manejar líqui-dos que arrastran sólidos grandes.

En otras pastas aguadas el problema de mover sólidosgrandes se convierte en uno de bombeo difícil de altasconcentraciones de sólidos pequeños; casi siempre éstosproducen abrasión muy grande. Los casos típicos conbombeo de pastas aguadas o lechadas de cal, son con-centrados de minerales, caolín y lechadas de cemento.En la figura 6 se ilustra una bomba para trabajo extra-pesado, ideal para estas aplicaciones.

Materiales de construcción

Además del diseño de la bomba, los numerosos mate-riales de construcción disponibles permiten seleccionarel más conveniente para las condiciones del bombeo. Elhierro fundido es el material básico, pues es de bajo cos-to, y adecuado para aplicaciones en que hay poca abra-

Fig. 6 Bomba de trabajo extrapesado para pastascon alta concentración de finos queproducen abrasión

Fig. 7 Bomba con revestimiento de caucho parapastas aguadas finas muy abrasivas ycorrosivas

sión. A veces, se utiliza hierro con 3 % de níquel cuandose necesita protección contra una corrosión poco severa.El hierro dúctil y el acero fundido ofrecen más resisten-cia física en aplicaciones para alta presión o cuando labomba está expuesta a choques de impacto por sólidosgrandes y duros.

Cuando hay abrasión elevada, los materiales como elNi-Hard y el hierro al alto cromo, con tratamiento tér-mico, con dureza Brinel de 500 a 600 tendrán mayorduración. Se recomienda el hierro al cromo cuandohabrá corrosión ligera y abrasión. A menudo se utilizarevestimiento de caucho en las bombas para mane-jar pastas aguadas finas, y muy abrasivas y corrosivas(Fig. 7).

Para aplicaciones con alta corrosión, hay disponiblesaleaciones de acero inoxidable y de alto níquel. Lascerámicas y muchos materiales plásticos protegen con-tra la corrosión severa y se utilizan cada vez más parareducir los costos.

Con referencia de nuevo a la gráfica de lógica deselección (Fig. 2) se puede ver que las muchas caracte-rísticas estáticas del líquido bombeado, combinadas conlos requisitos físicos y económicos del trabajo, permitenelegir diversos tipos de bombas entre los muchos dispo-nibles. Sin embargo, esta información por sí sola no essuficiente para hacer una buena selección.

Perfil dinámico y curvas del sistema

Ahora se examinarán los requisitos del sistema y elperfil dinámico del material que se bombeará. Con estainformación se puede trazar la curva del sistema, que esla base para la selección y aplicación finales de la bom-ba. A continuación se hace un somero estudio de la cur-va del sistema y de algunos errores comunes que puedeocasionar su empleo incorrecto.

La curva del sistema (Fig. 8) es un trazo de la cargaque debe producir la bomba con cualquier capacidaddada; está en función de la tubería y no la determina labomba. La coordenada vertical, expresada en este ejem-plo en pies de líquido es la suma de dos factores: 1) lacarga estática o sea la diferencia real entre los niveles delíquido que debe contrarrestar la bomba y 2) la carga defricción, que es la energía necesaria para vencer la fric-

SELECCIÓN Y APLICACIbN DE BOMBAS PARA PASTAS AGUADAS 241

ción en la tubería. La fricción en la tubería está en fun-ción del gasto y aumenta en proporción con el mismo.Los valores de fricción para los tubos y accesorios sepueden obtener con las tablas, pruebas de la pasta agua-da en el laboratorio o pruebas de campo, una vez quese conocen la pasta y el tipo, longitud y diámetro de lostubos. En la curva de la figura 8 se indica el comporta-miento de una pasta aguada newtoniana y como se ve,la fricción en la tubería aumenta en un porcentaje cons-tante conforme se incrementa la capacidad, lo cual pro-duce una curva con forma parabólica.

No todas las pastas aguadas tienen comportamientonewtoniano. Se ilustra en la figura 9 en donde aparecenlas curvas para dos pastas aguadas de arena con diferen-tes concentraciones de sólidos. Con una concentracióndel 60 % , esa pasta es newtoniana y producirá una curvaparabólica predecible. Pero cuando la concentración su-be al 70%, la curva es totalmente distinta. La pasta sevuelve no newtoniana (en este caso plástica) y no se pue-de trazar la curva del sistema con el empleo de las tablasde fricción existentes, sino que la fricción en los tubosse debe determinar con pruebas en el laboratorio o enla planta.

En la figura 10 se muestra lo que ocurriría si no se reco-nociera la naturaleza no newtoniana de la pasta aguada

Capacidad, gpm

Curva de carga y capacidad para una pastaaguada newtoniana

Capacidad, gpm

La pasta aguada de arena puede sernewtoniana 0 no serlo, según laconcentración de arena en el líauido

0 600 1 000Capacidad, gpm

Fig. 10 Si se supone que una pasta es newtoniana,puede ocasionar problemas si no lo es

6 0 0 1000Capacidad, gpm

Fig. ll El cálculo de exceso de fricción en lostubos har8 que la bomba sea de m6scapacidad que la necesaria

600 700Capacidad, gpm

Fig. 12 La adición de un “factor de seguridad” har8que la bomba sea de más capacidad que lanecesaria

del 70 % . La curva del sistema (A) se trazó como si lapasta fuera newtoniana y se seleccionó una bomba conuna curva de rendimiento que cruzara la curva del siste-ma a los 600 gpm deseados. Se puede ver con la curva

242 APLICACIONES ESPECIALES

real (B) que esa intersección nunca ocurrirá. Si la bom-ba se utilizara en esa forma, nunca podría bombear.

Otro factor importante es la velocidad crítica de con-ducción (Fig. 9). Se trata de la velocidad a la cual el ma-terial suspendido en el líquido empezará a sedimentarseen los tubos. El punto de funcionamiento de la bombase debe seleccionar de modo que la velocidad en la tube-ría sea mayor que la velocidad crítica de conducción. Siproduce un gasto muy grande, habrá que utilizar tubomás pequeño. La velocidad crítica de conducción sólo sepuede determinar mediante pruebas, aunque los resul-tados de una prueba con un solo diámetro de tubo sepueden extrapolar a otros tamaños de tubo.

Hay otras formas de cometer errores en el estableci-miento y empleo de una curva del sistema. Una de ellases calcular un exceso de fricción en los tubos. En la figu-ra 11 aparecen dos curvas del sistema. La curva con ma-yor pendiente cruza la curva de rendimiento de labomba a la capacidad deseada de 800 gpm (punto A).Pero, si se ha calculado un exceso de fricción en los tu-bos, la curva real del sistema cruzaría la curva de labomba a, por ejemplo, 1 100 gpm (punto B). El efectode este error es exceso de capacidad, que produce veloci-dad muy alta en el sistema. Este error también aumen-tará el desgaste de la bomba y el consumo de energía.Según la distancia a lo largo de la curva a que funcionela bomba, pueden ocurrir cavitación e incluso fallas me-cánicas.

Se suele cometer un error más común en nombre dela “seguridad”. En la figura se ha hecho una evaluacióncorrecta de la fricción y se ha determinado que la pastaaguada es newtoniana. Esta vez, la preocupación es sila bomba podrá hacer el trabajo, por lo cual se agreganunos cuantos pies a la carga estática “por si acaso”. Co-mo resultado, la pendiente es real pero la intersecciónque se pensó para el punto A ocurre en el punto B. Otravez entra en acción la capacidad mayor de la necesariacon todos sus problemas.

Concordancia del sistema y la bomba

En las figuras 13 y 14 se ilustra la forma en que unacurva del sistema bien trazada puede ayudar al ingenie-ro en la selección y aplicación correctas de la bomba. Eneste ejemplo, el material que se va a bombear es pastaaguada o lechada de cal con 10% de concentración. Lacapacidad requerida es 600 gpm y se determina que lavelocidad crítica de conducción es inferior a la velocidaddel líquido en el punto de funcionamiento que se planea.La curva del sistema indica que, con 600 gpm, se necesi-ta una carga total de 140 ft.

Si se toman los datos compilados con el estudio de lanaturaleza estática de la pasta aguada y de los requisitoseconómicos y físicos de la planta y se comparan con lasespecificaciones de diversos fabricantes, se encuentraque una bomba en particular tiene el diseño y los mate-riales de construcción requeridos para el trabajo. Cuan-do se hacen concordar las curvas de rendimiento de labomba con la curva del sistema, ocurre la interseccióncon una velocidad de la bomba lo bastante baja para mi-nimizar el desgaste. Las curvas de la figura 12 son para

600Capac idad, gpm

Fig. 13 Curva del sistema para una pasta con 10%de finos para el que hay que seleccionaruna bomba

una bomba horizontal para pasta aguada, de 4 in conimpulsor de 14 in. La curva de la bomba para 1 450rpm cruza la curva del sistema en el punto estipulado.En este caso, 1 450 rpm son suficientes para minimizarel desgaste. El punto de funcionamiento seleccionado es-tá entre 30 y 50 hp y la eficiencia es un poco mayor del55 % , muy aceptable para una bomba pequeña.

Unidad motriz para la bomba

Se ha mencionado que el funcionamiento o bajas rpmes de gran importancia para reducir el desgaste. En apli-caciones con material muy abrasivo, no se debe obtenerel punto de funcionamiento con una variación en el diá-metro del impulsor. En vez de ello, se debe alterar la ve-locidad de la bomba y utilizar el impulsor del máximotamaño posible; además de un menor desgaste de laspiezas, se obtendrán ahorros con la eficiencia un pocomás alta que se logra en la bomba. Otra ventaja de utili-

600Capac idad, gpm

Fig. 14 Concordancia de curvas de rendimiento dela bomba y la curva del sistema

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS PARA PASTAS AGUADAS 243

zar sólo impulsores de diámetro completo es que elusuario no necesita tener tantos impulsores para repues-to en existencia, porque los impulsores para estas bom-bas hechos con Ni-Hard o hierro al cromo se obtienencon facilidad con los fabricantes en todos los tamaños.

La unidad motriz más común para la bomba de pastaaguada es con motor eléctrico y bandas V; para aplica-ciones de más de 300 hp, son más prácticos los reducto-res de engranes. Si se emplean bandas V o reductores,se pueden utilizar motores para alta velocidad y tenermenores costos que con los de baja velocidad, que sonmás caros.

Por la dificultad para determinar los valores de fric-ción y la carga total de la bomba para ciertas pastasaguadas de las cuales no hay datos fácilmente disponi-bles, puede ser aconsejable utilizar transmisión con ban-das V y poleas de paso ajustable. Estas poleas, que noaumentan mucho el precio de compra simplifican el

equilibrio del sistema al arranque y se podrá adaptar labomba a los futuros cambios en las condiciones de fun-cionamiento.

El autor

J. Ingemar Dalstad es Gerente deVentas Internacional de la MorrisPumps, Inc . , Baldwinsvi l le , NJ13027 y está encargado del estable-cimiento y administración de losrepresentantes y fabricantes bajolicencia en el extranjero. Antes fueIngeniero en Jefe de Aplicaciones.Tiene título de ingeniero mecánicodel Instituto Técnico de Malmoe,Suecia, y estudios de postgrado enel Real Instituto de Tecnología enEstocolmo.

Número de Miller: medidade la abrasividad porpastas aguadas

Los datos de pérdida de peso con las pruebas con bloques de desgaste y pastasaguadas son la base del número de Miller, una medida relativa de la abrasiuidad ydesgaste por frotamiento de una pasta aguada, Este número es útil para calcular laduración de bombas y válvulas.

John E. Miller, Consultor

Aunque el bombeo de pastas aguadas es una opera-ción común en las industrias de procesos químicos, secarece de información acerca de la abrasividad de ellas,que puede influir mucho en la duración de las bombas,válvulas y tuberías. El número de Miller, establecidopor el autor después de varios años de trabajo, es un útilinstrumento para determinar la abrasividad relativa delas pastas aguadas, así como la rapidez con que la abra-sividad cambia con el tiempo (frotamiento).

El número de Miller consta de dos valores. El prime-ro representa la abrasividad y se obtiene con el análisispor computadora de la pérdida de peso en una pruebacon bloques de desgaste. El segundo valor és la medidadel desgaste por frotamiento, es decir, la pérdida o ga-nancia de abrasividad de las partículas conforme se de-sintegran durante la prueba. Un número de Miller típi-co podría ser 74 - 7.c

Para obtener el valor de la abrasividad se incluye unaconstante de modo que 1 000 es más o menos igual auna pasta aguada de corindón del tamaño que pasa porun tamiz de 200 mallas, que tiene abrasividad reprodu-cible. Las pastas aguadas de casi todos los demás mate-riales industriales tienen grandes variaciones en suabrasividad, según sean su composición y el tamaño yforma de las partículas. Esto se puede apreciar con losnúmeros de Miller típicos en la tabla 1.

Origen del número por necesidad

El trabajo para determinar el número de Miller se ori-ginó por necesidad durante una prueba con cuadro detamaño natural con una bomba reciprocanté de 560 hpque manejaba una pasta aguada de magnetita. Para

22 de,jul~o de 1974

NÚMERO DE MILLER: MEDIDA DE LA ABRASIVIDAD POR PASTAS AGUADAS 245

Fig. 2 La charola en la mhquina de prueba confina las partículas de sólidos en la trayectoria del

bloque de desgaste

evaluar la duración de las partes del extremo de fluidoreemplazables, hubo que tener en cuenta el desgaste porfrotamiento en la pasta aguada recirculada. Se esperabaque el desgaste por frotamiento haría que la pasta se vol-viera menos abrasiva a finales de la prueba y que daríaresultados erróneos de la duración de las piezas.

Se investigaron diversos métodos para medir el cam-bio de la abrasividad de la pasta, pero con ninguno deellos se podía reproducir el tipo de acción de frotamientoen ambos sentidos que hay en una bomba reciprocante.Después, que había un aparato con bloques de friccióno desgaste que se había utilizado años atrás para deter-minar la calidad de los materiales para revestimientoduro. Fue un intento de suspender una pequeña canti-dad de partículas abrasivas en un lodo coloidal, viscoso.Los resultados fueron erráticos porque era difícil mante-ner una concentración constante de pasta aguada debajodel bloque de desgaste y la velocidad alternativa eramuy baja para dar buena agitación.

Se construyó una máquina un tanto burda para elimi-nar las desventajas del aparato antes citado. El proble-ma de mantener una pasta aguada de un tipo constante,al poner los bloques de desgaste a funcionar a más velo-cidad, en una charola en forma de V, que confinaba lapasta en la trayectoria de los bloques.

Esta prueba permitió llegar a un programa de reabas-tecimiento en el cual la abrasividad de la pasta aguada

utilizada en la prueba de la bomba se mantuvo constan-te con la adición de nueva magnetita a intervalos regu-lares. Los resultados de varios años de funcionamientode la bomba confirmaron que el procedimiento paraprueba podía predecir con exactitud la rapidez de des-gaste de las piezas del extremo de líquido.

El éxito en la medición de la abrasividad de la pastaaguada en la evaluación de la bomba indicó que el pro-cedimiento podría tener aplicación mucho más ampliaen el manejo de pastas aguadas. Por ejemplo, la abrasi-vidad relativa de una pasta indica si se requiere bombade pistón o de émbolo y si es o no necesario el lavadode la empaquetadura. La abrasividad y el tamaño de laspartículas de sólidos también influyen en la selección delas válvulas.

Una máquina más compleja

Para ampliar la utilidad del método se construyó unamáquina para prueba más compleja (Fig. 1). Consisteen un bloque de desgaste metálico estándar (1.27 x2.54 cm) impulsado a 48 carreras/min en una distanciade 20 cm. Como se muestra en la figura 2, la charola enforma de V que sujeta el bloque de desgaste confina laspartículas de pasta aguada a la trayectoria del bloque.

Para cada prueba, se instala una pieza nueva de Neo-preno en el fondo de la charola. Después, se coloca en

246 APLICACIONES ESPECIALES

RESULTADOS DE PRUEBA DE ABRASIVIDAD PARADETERMINAR EL NUMERO DE MILLER

IERO DE LA PRUEBA - ~126:HA DE LA PRUEBA - 6/14/72CERIAL ABRASIVO - PASTA AGUADA DE MINERAL DE HIERRO, 50 PCT POR PESOCL. BLOQUE DESGASTE - HIERRO CON 27 PCT DE CROMO

BLOQUE DE DESGASTE A= 6.8577EtOO

1 2 B= 9.71933-01

------ ------- Q WL=(A) (HOURS)+~~~B

4ERO IDENTIFICACION 3 4PERDIDA PROM. MILIGRAMOS

;O EN GRAMOS - - - - - - D - m - - - -REAL +'PREDICHO

INICIAL 15.3535 12.9685 - - - - - - - - -

DESPUES DE 4 HORAS í5.3258 12,9472 24.5 26.4

DESPUES DE 8 HORAS 15.2962 12.9192 53.3 51.8

DESPUES DE 12 HORAS 15.2716 12.8957 77.4 76.7

DESPUES DE 16 HORAS 15.2477 12.8728 100.8 101.5

IERO DE MILLER

PORCENTAJE

DE PERDIDA DE

105.8

MILIGRAMOS

-BLOQUE DESGASTE 1

-BLOQUE DESGASTE 2

ABRASIVIDAD FROTAMIENTO DESGASTE MATERIAL DE BLOQUE

121.7 -l.L HUELLA

1 oo-

90:

80-

70-

60:

20:-BLOQUE DESGASTE 1&2 - 3t-x -

IO- 3f 35-PERDIDA DEL AJUSTE EN - *+t

CURVA 03--------------------------------4 8 12 16

HORAS

_- - - - - - - - - -- ---_-- -1%K

3tit 23ts -

K3t

Fig. 3 Listado típico de resultados de prueba de abrasividad con una curva de los datos de prueba encajadose indica el número de Miller calculado

N Ú M E R O D E M I L L E R : M E D I D A D E L A A B R A S I V I D A D P O R P A S T A S A G U A D A S 247

la charola una pasta aguada con 50 % por peso de los só-lidos que se van a probar. Algunas pruebas se efectúancon pastas aguadas reales que se desea probar.

Se agrega un peso de 2.3 kg en el bloque de desgastey se pone en movimiento la máquina. Al final de cadacarrera, una excéntrica levanta el bloque 0.32 cm paradejar pasar más pasta aguada debajo del bloque. Tantoel sujetador del bloque como la charola son de plásticopara evitar la electrólisis.

Para este procedimiento, se pesa el bloque de desgastecon aproximación de 0.1 mg una vez lavado con cepilloen detergente y secado durante 15 min con una lámparade calor. Después de 4 h, se saca el bloque de la máqui-na, se lava y se pesa otra vez. Se repite cuatro veces ala vez que se corren muestras iguales en forma simultá-nea para verificar los resultados.

Tabla I Números de Miller típicos para pastasaguadas

Aguas negras (crudas)Aguas negras (digeridas)Alundo, 200 mallasAlundo, 400 mallasAragonitaArena y relleno con arenaArcillaArcilla, residuosAzufreBauxita, 16 mallasCarbón

Carbonato de calcioCarborundo, 220 mallasCobre, concentrado

Desechos de minas217-15,DetergenteEsquistoFondos de marFosfatoGilsonitaHierro, mineral de

LignitoLomonitaLodo de perforaciónMagnetitaMicrosforitaNíquelPiedra caliza

PiritaPotasaRutiloSerpentinaSulfato de sodio

25 - 81 5 - 71959-15241 t 217 t a51 - 1659 - 6, 69,985, 16,93 - 2,246 - 93 4 - 1 . 3 6 - g68 - 17, la4 - 18,226 - 171 - 39,1 - 12g-36,22 t 6,33-236 - 26,9 t ll, 12 - 17,21 - 7,28 - 17,

47 - 0, 57 - 31 4 - 21284-E19 - 8.37 - ii, 59 - 23,69 - 3, tii - 13,

129-524 - 8,59 - 8, 76 - lo,91 - 6,159 - ll,217 - 15, 480 - 21, 644 - 14o-o,6225 3 - 0 , 5 9 - al l - 074 - 7,a4 t 1,134 - 1210 t 628 - 7,n - 13, 64 t 1,79 - 4, 122 - 1,

IR - ll14 - 6113 - 310 - 14. 10 - 464 - 1, 67 - 4. 71 - 3, 134 - 176-1331 - 722 - 2, 27 t 5, 29 - 6, 30 t ll, 33 - 5,

39-0,43 t 6,46-l194-40 - 0,lO t 1, 11 t 210 - ll134 t 54 - 3 9

Al principio se utilizó un bloque de desgaste hechocon la aleación Colmonoy No. 6 porque el émbolo en labomba para prueba era del mismo material. Cuando seutilizaron bloques de repuesto se encontró que el méto-do para aplicar el revestimiento de superficie producíaresultados variables. La extensa utilización del hierrocon 27 % de cromo en las camisas en bombas para lodosde perforación hizo que se seleccionase este material re-producible y de fácil obtención como testigo. Muchas delas primeras pruebas se repitieron con bloques dehierro, con 27 % de cromo, para tratar de correlacionarla resistencia al desgaste de los dos metales. Ya se teníansuficientes datos para retener el mismo número de Mi-ller de todas las pruebas originales.

Análisis de los resultados

Después de hacer una serie de pruebas con las pastasaguadas disponibles y con otras hechas con mineralespuros se vio, como se esperaba, que la abrasividad noera igual en cada corrida adicional. Esto significó quehabía ocurrido un cambio en las características de laspartículas que, al parecer, estaban en función de la fria-bilidad del material.

Se pensó que la cantidad de pérdida de metal al prin-cipio de la prueba indicaría mejor lo que ocurre cuandouna pasta aguada pasa por primera vez por una bombao una válvula. Se decidió calcul.ar la abrasividad dos ho-ras después de iniciada la prueba para contrarrestar elefecto inicial del desgaste en la superficie del bloque yobtener una velocidad de desgaste antes de empezar eldesgaste por frotamiento. Primero, los datos de pérdidade peso se adaptaron a la ecuación:

W=AP (1)

en donde W es la pérdida de peso, g y t es el tiempo enhoras. Con el empleo de la técnica de corrección linealdiferencial con mínimos cuadrados, se determinaron losvalores de A y B para una serie particular de datos deprueba. Luego, se definió la abrasividad como la deriva-da parcial de la ecuación (1) con t = 2 h. Como se men-cionó, se agregó una constante de modo que laabrasividad del corindón de 200 mallas fuera alrededorde 1 000. Entonces, se obtuvo:

Abrasividad = CW’/dQ = (C)W(~)(r)B-’

Después, se calculó el desgaste por frotamiento al to-mar la segunda derivada de la ecuación (1) como t =2 h.

dZ W/dPDesgaste = dW/dr x 100

en donde: d2 W/dtz = (A)(B)(B - l)(t)B-2

Se preparó un programa de computadora para poderobtener con facilidad un informe completo (Fig. 3) queindique el número de Miller calculado y una curva delos datos de prueba encajados. La cercanía entre la pér-dida real de peso con la predicha por la ecuación (1) de-

248 APLICACIONES ESPECIALES

muestra que la pérdida de peso del bloque de desgastees una función matemática real.

Aplicaciones

La experiencia indica que las pastas aguadas con nú-mero de Miller menor de 50 no son abrasivas, en el sen-tido de que se pueden bombear con bombas de pistónde doble acción. El carbón, la piedra caliza y el azufresuelen estar dentro de ese valor.

Cuando la abrasividad de la pasta es mayor de 50, sedebe pensar en bombas que no sean de pistón. La pri-mera elección sería una bomba de émbolo en la que laempaquetadura y el émbolo se pueden proteger con unabarrera de líquido limpio que se inyecta en el prensaes-topas. Además, se debe recordar que en cualquier bom-ba para pasta aguada, no se pueden aislar las válvulasdel líquido y que se degradan con una rapidez propor-cional al número de Miller.

Se debe hacer notar que el número sólo se debe utili-zar para la comparación de la duración de las piezas enequipos similares. Por ejemplo, en una bomba de pistóndúplex para manejar carbón con abrasividad de 40, laspiezas durarían la mitad que al manejar carbón con nú-mero 20. Sin embargo, este dato no se pudo utilizar pa-ra calcular la duración de una bomba de émbolo que sepuede lavar en forma continua.

En general, cuanto más fino sea el material, menosabrasivo será. El corindón de 200 mallas es alrededor decuatro veces más abrasivo que el de 400 mallas. Aunquese necesita una reducción considerable en el tamaño departículas para lograr una diferencia importante en laabrasión, el ahorro que se lograría al no tener que cam-biar piezas con tanta frecuencia hace aconsejable molerel material a un tamaño más fino.

En la actualidad, es limitada la utilidad del factor dedesgaste por frotamiento en el número de Miller. Con-forme se obtengan más datos puede ser importante parapredecir los cambios reológicos como los que ocurren enuna tubería larga

El autorJohn E. Miller es ingeniero consul-

tor con oficina en 9850 Mercer Dri-v e , D a l l a s , T X 7 5 2 2 8 . A n t e s , f u eingeniero de desarrollo en OilwellDiv., de U.S. Steel en donde traba-ió muchos años. Tiene título de in-ieniero en petróleo y gas natural dela Pennsvlvania State Universitv ves ingenieroen Texas .

profesional registrádó

Dosificación con bombasde engranes

Aunque tienen algunas limitaciones, las bombas de engranes con Jujo en derivaciónson una solución sencilla y de bajo costo para muchos problemas de dosz$cación deprocesos.

Arthur W. Trent, Eco Pum,4 Corp.

Cuando un ingeniero especifica o selecciona un siste-ma dosificador de productos químicos, suele escogeruna bomba dosificadora del tipo de pistón o de diafrag-m a .

Aunque se prefieren estas bombas para muchas apli-caciones, vale la pena tener en cuenta una opción, enparticular para sistemas de presión moderada, decuadro abierto o cerrado, que es la bomba rotatoria deengranes, la cual es sencilla y de bajo costo relativo.

Las bombas de pistón o diafragma manejan caudalesde galones por hora; las rotatorias de engranes están di-señadas para galones por minuto; pero, una sencilla de-rivación en el sistema con bomba de engranes producelos gastos más bajos deseados.

Debido al diseño de la bomba dosificadora de engra-nes, el límite de contrapresión en el sistema no puedeexceder de 75 a 100 psi. Hay que evitar los sólidos abra-sivos en el líquido dosificado, porque dañarán la bom-ba. Ahora se describirán algunos sistemas típicos dedosificación; se deben tener presentes las ventajas y li-mitaciones citadas.

Sistema dosificador básico

Las partes principales del sistema básico (Fig. 1) in-cluyen los tanques para los productos químicos, la bom-ba de engranes de desplazamiento positivo, el cuadro detubos de derivación, válvula de control de derivación yel indicador de flujo (Rotameter o rotámetro) para indicarel volumen de producto químico.

do del tanque de almacenamiento, lo pone a presión ylo envía al punto de alimentación. El volumen de ali-mentación se puede ver con claridad con un indicadorvisual de flujo o un rotámetro, porque la salida de labomba es estable y lineal, sin pulsaciones.

Para variar el volumen de flujo se debe instalar un tu-bo de derivación después de la descarga de la bomba,que retorne al tanque. Según sean las caídas relativas depresión en el tubo de derivación y en el de alimentación,se puede dosificar el gasto para el proceso desde cerohasta 100% de la capacidad de la bomba.

La caída de precisión en el tubo de derivación (re-circulación) se controla con una válvula de derivación

Tanque

Tubo derivación

V#& ded e r i v a c i ó n

La bomba de engranes, impulsada por un motor de Fig. 1 Sistema dosificador bhico con tubo debaja velocidad, de bajo costo relativo, succiona el líqui- derivación

20 de enero de 1975

250 APLICACIONES ESPECIALES

(bypass) manual o automática. El tamaño y la longitudde la tubería controlan la caída de presión en el tubo dealimentación, lo cual se necesita a menudo para produ-cir la contrapresión necesaria; ésta también puede ocu-rrir por la que hay en el sistema en el punto de alimen-tación o se puede controlar con una válvula manual oautomática en el tubo de alimentación (Fig. 1).

En los ejemplos que se presentan más adelante, hayque tener en cuenta que los sistemas están diseñados pa-ra que la contrapresión sea mínima.

No obstante su sencillez, el sistema de la figura 1 pue-de dar gastos exactos y reproducibles, que vayan desde0.004 hasta 20 gpm, todo con la misma bomba.

El elemento clave: los tanques dealmacenamiento

El tanque de almacenamiento será, quizá, el desem-bolso de capital más grande en todo el sistema de dosifi-cación y puede ser de muchos materiales y conftguracio-nes. Para productos muy corrosivos hay tanques de aceroinoxidable y con revestimiento de vidrio; para manejargrandes cantidades se pueden armar tanques de acero alcarbono a la medida requerida y revertirlos con plastisolaplicado por aspersión. Pero la mejor elección puede serun tanque de plástico reforzado con fibra de vidrio defilamentos devanados con una proporción de alrededorde 60/40 de fibras y resina para buena resistencia al fue-go. Los tanques de fibra de vidrio están disponibles enmuchos tamaños y formas estándar y con capacidad des-de unos cuantos hasta 30 000 galones o más.

Una pequeña advertencia. Aunque los tanques de fi-bra de vidrio de filamentos devanados son adecuadospara muchos productos químicos no pueden manejar to-dos ellos. Por ejemplo, los ácidos minerales se deben al-macenar en tanques de acero al carbono o de acerorevestido con plastisol. El aumento en la temperaturadebido a la condensación que escurre hacia el ácido pro-duciría una violenta reacción exotérmica, que debilita-ría en grado sumo un tanque de plástico reforzado confibra de vidrio. Una canastilla con desecador colocadaen el respiradero del tanque minimizará estos proble-mas.

El tanque de fibra de vidrio menos costoso es el senci-llo sin aislamiento que se suele instalar bajo techo. Pero,por diversas razones, como ahorrar espacio o cumplircon los reglamentos de seguridad, puede ser mejor el al-macenamiento de productos químicos a la intemperie.En este caso se pueden necesitar aislamiento térmico ydetectores de calor en el tanque, bomba y tubos detransferencia. Además, la recirculación en el cuadro dederivación ayudará a estabilizar las temperaturas por-que mantiene en movimiento el líquido.

Algunos fabricantes de tanques los ofrecen con detec-tores de calor y aislamiento instalados en fábrica, lo cualpuede representar un ahorro de un 40 % en relación conla instalación en el sitio de trabajo.

Ya sea que se empleen tanques a la intemperie o bajotecho, deben estar accesibles para llenarlos en forma rá-

Tubo de 1 H in

.Pared de fibra de __ ,’vidrio del tanq”e \

,, Polea de SU’

blerolibrado enIones por pie

1’

Indicadordel nivel

II’

‘\\

Enganchar i;dicadoraquí cuando no estéen “SO

Fig. 2 Indicador de nivel de líquido, sencillo y debajo costo

pida y adecuada desde un camión o un carro de ferroca-rril del tipo de cisterna.

Tuberías, válvulas y accesorios

Los tubos de plástico y fibra de vidrio son adecuadospara descarga del camión o carro cisterna, pero comosólo tienen resistencia a los productos químicos en su in-terior, no se deben emplear como tubos sumergidos, pa-ra recirculación o cualesquiera tubos sumergidos, totalo parcialmente, en el producto químico.

En estas aplicaciones, una buena elección serán lostubos de acero inoxidable 3 16 cédula 10 o de diclorurode polivinilo cédula 80. Los tubos de inmersión y deri-vación deben llegar a una distancia entre 12 y 18 in delfondo del tanque, lo cual evita la espuma y la formaciónde sólidos que podría ocurrir si no hay agitación en elfondo del tanque.

Un rompedor de sifón de yz in entre el tubo de des-carga y el respiradero del tanque evita que el líquido re-grese por sifón.

Una ventaja en favor del tanque de fibra de vidrio sinaislamiento, instalado bajo techo, es que es translúcido,por lo cual es muy fácil observar el nivel del líquido. Enlas instalaciones a la intemperie, el aislamiento térmicono permite ver el nivel y se necesita un indicador de ni-vel de líquido, lo cual requiere otra boquilla en el tanquepara instalar el tubo y el cable del indicador.

Un sencillo indicador de nivel con flotador y tablero(Fig. 2) es adecuado para tanques de productos quími-cos, en particular los viscosos. Cuando se hace bajar elflotador de bola hasta que flote, se tiene una indicaciónen el tablero. El indicador se debe sujetar en un ganchoen la parte inferior del tablero cuando no está en uso;con ello, se eleva la bola hasta la parte superior del tan-que, encima del nivel del líquido. Si la bola se quedasobre la superficie entre lecturas, la acumulación de sóli-dos inutilizará el indicador.

DOSIFICACl6N CON BOMBAS DE ENGRANES 251

Tubo da derivación

I

1

L

Tanque

Fig. 3 El sistema neumático permite el control de alimentación a cierta distancia del equipo

La conexión para la manguera de descarga es ASA es-tándar que se conecta con el reductor en el camión o ca-rro cisterna.

La válvula de salida del tanque debe ser de acero ino-xidable Tipo 20 o similar, porque debe funcionar comoválvula principal de corte durante el mantenimiento yno se pueden permitir fugas. Otras válvulas en la tube-ría pueden ser de acero inoxidable o de plástico en algu-nos casos. El material óptimo para el cuerpo y laguarnición de la válvula de derivación de acero inoxida-ble debe ser la aleación Hastelloy C * al alto níquel. Unaválvula de acero 316, menos costosa, también puedeservir pero hay que examinar y cambiar la guarnicióncada cierto tiempo.

La tubería no sumergida puede ser de plástico con fí-bra de vidrio, acero inoxidable, cloruro de polivinilo(PVC) o dicloruro de polivinilo. Se debe instalar un co-locador o pichancha de acero inoxidable en el tubo desucción de la bomba con malla de Monel o de HastelloyC * para proteger al sistema contra los sólidos abrasivos.Para que haya libre circulación, la malla de la coladeradebe tener una superficie abierta de, cuando menos 1.5veces mayor que el diámetro interior del tubo de suc-ción. Por supuesto el tubo de derivación debe ser delmismo tamaño que el de descarga. Las válvulas serán deltamaño para manejar las condiciones promedio de flujo.

Bomba rotatoria de engranes

La base de este sistema dosificador es la bomba rota-toria de engranes; si tiene un control adecuado para laderivación, la bomba de desplazamiento positivo dosifi-cará con exactitud, sin vigilarla, del orden de + 2% enel sistema de cuadro abierto o de + 0.5% o más en elsistema de cuadro cerrado.

Las ventajas de la bomba de engranes incluyen, uncosto moderado, mantenimiento fácil y flujo sin pulsa-ciones, que es una ventaja particular en la dosificación,porque no se alimentan “trozos” de líquido y el volu-men de flujo se puede determinar con facilidad con unrotámetro.

‘Hay dos aleaciones “C” disponibles: Hastelloy C-276 y Hastelloy C-4.

Alimentaciónal proceso

Las bombas de engranes son de construcción sencilla,pues no tienen válvulas de retención, bolas, resortes nidiafragmas. Por ello, se puede esperar que funcionansin problemas en muchas situaciones difíciles. Por su-puesto, estas bombas no pueden producir la alta presiónde descarga de una bomba de émbolo.

El control de derivaciónfacilita la instalación

Es importante conocer las posibilidades del control dederivación (recirculación) porque es la clave de la adap-tabilidad de la instalación de cualquier sistema dosifica-dor con bomba de engranes.

En la figura 1 se ilustra el más sencillo de esos siste-mas. Es posible controlar el flujo con un motor de velo-cidad variable, que es más costoso y la variación en elgasto está limitada por la gama de velocidad de la pro-pulsión. Se logran máximas economía y adaptabilidad sila bomba funciona a velocidad constante a su plena ca-

Tubo de derivacibn

CI-

I 1. Válvula d e

I V IPI

I compuerta 1,1 I.I

principalBobina de contador

Fig. 4 Dosificación de cantidades determinadas

con medidor de tiempo

252 APLICACIONES ESPECIALES

Tubo de derivación Tubo de recirculación

Tanque/

ColadórBomba deengranes adición

Fig. 5 El sistema de dosificación por cargas tiene tanques intermedios de retención para alimentar líquido

al proceso

pacidad y si se agregan una válvula de derivación, ma-nual y automática, y un tubo de derivación para devol-ver parte del caudal al tanque.

Se utiliza una válvula de desahogo de presión en tor-no a la válvula de derivación. Aunque no es indispensa-ble, es para protección de la bomba y el sistema contrauna presión excesiva en caso de que se obstruya un tuboo una válvula se cierre por accidente.

El sistema de la figura 1 se utiliza para la entrega, sinvigilancia de un operador, de los productos químicos alos puntos para dosificación en un volumen determina-do. El operador sólo necesita graduar la válvula de deri-vación cuando cambian las condiciones de flujo u otras.El sistema, por supuesto, se puede construir para con-trol automático, a expensas de utilizar más instrumen-tos y de mayor complejidad del sistema.

Se puede especificar un tipo y tamaño de bomba quemaneje la máxima capacidad necesaria, para utilizarlaen más de un sistema de dosificación. Se pueden obtenerdiversos volúmenes de flujo si se desvía cualquier parteo hasta el 100% del flujo, sin que haya aumento excesi-vo de temperatura ni peligro de daños. Esta estandari-zación ofrece máxima facilidad de control y se necesitaun mínimo de piezas de repuesto en existencia.

Más ventajas del cuadro

El cuadro de derivación tiene otra ventaja. Conformeocurre el desgaste de la bomba y se reduce su volumen,

se puede ajustar la derivación para compensar el cambioy mantener la bomba en funcionamiento hasta que sehaga el paro para mantenimiento programado.

Cuando no se efectúa la dosificación, el flujo en deri-vación es muy eficaz para mezclar y agitar los productosque hay en el tanque. Aunque el sistema esté funcionan-do para dosificación, la derivación producirá suficientesmezclado y agitación para que no se formen sólidos nise acumulen en el fondo del tanque. Por ello, el tubo dederivación siempre debe estar en el lado del tanqueopuesto a la succión de la bomba. Si se coloca la salidadel tubo cerca del fondo del tanque se evitan los proble-mas de aereación.

Indicadores visuales del flujo

Dado que el flujo de una bomba de engranes no es apulsaciones, se lo puede medir con exactitud con un sen-cillo rotámetro.

Si se ubica el punto de alimentación más arriba del ni-vel máximo de líquido en el tanque, se eliminará la ne-cesidad de una válvula en el tubo de alimentación. Si nose puede hacer, se necesita una válvula de aguja en eltubo de descarga después del rotámetro para un buencontrol. Después, se gradúa la válvula de derivación pa-ra mantener una carga de 10 a 20 psig en el sistema yse controla el flujo con la graduación de la válvula deaguja. Esta válvula se debe cerrar cuando se para el sis-tema a fin de evitar que los productos químicos circulen

Fig.

Tanque

Alimentación

V6lvula decompuerta

Muestra delpVXe%l

Transmisor de pH

Portaelectrodoy cAmara decirculaci6npara pH

6 Sistema de cuadro cerrado con un controlador que modula una válvula de diafragma para controlar

el pH del proceso

DOSIFICACIÓN CON BOMBAS DE ENGRANES 253

por gravedad desde el tanque y a lo largo del tubo de ali-mentación.

En muchas aplicaciones, se debe especificar cuerpo yconexiones de acero inoxidable 316 para el rotámetro yun flotador de Hastelloy C. El rotámetro tiene un alcan-ce de 1O:l por lo cual el tubo calibrador debe tener elvalor intermedio del flujo promedio del tubo.

Manual con control neumático

El sistema dosificador manual con control neumático(Fig. 3) es un poco más complejo que el de la figura 1.Este sistema es de particular utilidad cuando el punto dealimentación está a cierta distancia del tanque, bombay tubo de derivación. El operador determina el gastocon base en la lectura del rotámetro; pero el operadorenvía su orden a una distancia larga con el aumento ola reducción del suministro de aire a la válvula de deri-vación, por medio’de un filtro y regulador de aire en eltubo neumático.

Muchas operaciones de procesamiento se efectúanpor cargas o lotes en vez de ser continuas y el sistemade la figura 4 es una forma sencilla, poco costosa, paradosificar una cantidad del producto que se va a agregara una carga particular.

En este sistema, se dispara en forma simultánea a unaválvula de solenoide normalmente cerrada en el tubo dealimentación y la bobina del contador del arrancadordel motor, mediante un medidor de tiempo transcurrido(timer). El operador sólo oprime el botón de arranque,se pone en marcha la bomba y se abre la válvula de sole-noide. Después del tiempo predeterminado, se detienela bomba, se cierra la válvula y el medidor de tiempo serestablece para otra carga.

En una variante del sistema, la bomba funciona demodo continuo y alimenta varias válvulas de solenoidecon ciclo de tiempo controlado, cada una con su propiomedidor de tiempo con interruptor de botón. La cali-bración de estos componentes es más compleja que en

el sistema sencillo, porque el equilibrio de la presión enel tubo de derivación y los tubos de alimentación depen-de del número de válvulas que estén abiertas en cual-quier momento.

Una aplicación típica del sistema sería la adición dealambre ala caja distribuidora en una máquina para ha-cer papel. Si se supone que la caja es para 3 000 Ib y serequieren 2 1 Ib de alumbre seco por carga, un caudal de2 gpm requiere un ciclo de tiempo de un poco menos de2 minutos.

Cargas 0 lotes múltiples

En la figura 5 se ilustra otro sistema de cargas o lotes,en el cual se llenan tanques o cajas distribuidores de car-gas a niveles individuales predeterminados con un tubode recirculación que sirve para todos los tanques. Lasválvulas de alimentación de cada tanque pueden ser ma-nuales, como se ilustra, o pueden ser de solenoide o neu-máticas.

Cada tanque incluye un indicador de nivel muy senci-llo, que es un tubo de plástico incoloro conectado conuna Te en la salida del tanque y el extremo abierto, su-jeto en la parte superior de un tablero calibrado. El ope-rador deja que se llene el tanque distribuidor al nivelrequerido y deja que el contenido salga por gravedadhasta los puntos de adición.

Control automático del pH

Una de las aplicaciones más comunes de las bombasrotatorias de engranes en un sistema de dosificación esel control de pH en cuadro cerrado. En la figura 6 seilustra un sistema típico para alimentar ácido sulfúricocomercial para mantener el pH de la corriente del pro-ceso. Con este sistema se puede lograr una variación enel pH que no exceda de un valor de 20.1.

Se envía una muestra de la corriente del proceso enforma continua a un sensor de pH conectado con un

Tubo de derivación

3-15 RiI I/ I /I /I

\- 9-15 Psi *h

Wvula det 1

I

I

LTanque

6I

Co lador

Fig. 7 La dosificación automática para control de turbidez tiene dos niveles para situaciones normales

254 APLICACIONES ESPECIALES

transmisor de pH. Cuando el sensor y el transmisor sonde diferente marca, se suele requerir un módulo de in-terconexión entre los dos.

La salida del transmisor de pH que suele ser una se-ñal en miliamperes va al registrador y controlador depH; la salida de éste, que es una señal de aire entre 3y 15 psi, modula una válvula de control con diafragmade acción inversa en el tubo de alimentación de ácido.

Control automático de turbidez

En la figura 7 se ilustra un sistema con demandaen dos niveles para el control de la turbidez y otras apli-caciones. Cuando hay un factor de proceso que pue-de variar en una amplia gama, una segunda alimenta-ción controla los aumentos bruscos ocasionales en lademanda.

Como se ilustra, se vigila en forma continua una co-rriente de muestra de agua cruda con un turbidímetrocalibrado en unidad Formazin de turbidez (FTU). Lavariación normal en el suministro de agua cruda podríaser de 25 a 100 FTU. La señal del turbidímetro que sealimenta al registrador y controlador es tal, que la salidaneumática del controlador varía entre 3 y 9 psi en estagama de FTU. Por ello, sólo funciona la válvula No. 1de control de flujo para alimentar alumbre al agua cru-da.

No obstante, puede ocurrir turbidez de vez en cuandopor una alteración en el suministro de agua, quizá debi-

da a un temporal. En este caso, la turbidez puede au-mentar a 500 FTU y la señal del controlador ordena laapertura de ambas válvulas y quizá haya cierta modula-ción de la válvula No. 2 de control de flujo.

Las alimentaciones típicas podrían ser de 3 granos dealumbre (peso seco equivalente)/gal de agua; después deuna tormenta, la alimentación podría llegar a 10 gra-noslgal.

Ambas válvulas en el tubo de alimentación son de ac-ción inversa, porque el sistema de control solicita mayoralimentación de alumbre con una señal de aire más fuer-te. Ambas válvulas están destinadas a cerrar en caso defalla del aire, lo cual permite continuar la alimentaciónhasta que se localice y corrija la dificultad.

El autor

Arthur W. Trent es asesor de in-geniería y servicios técnicos de laEco Pump Corp., 2387 So. ClintonAve. , South Plainfield, N J 0 7 0 8 0 .Antes trabajó 23 años en el Engine-ering and Technical Services Dept.de Ameritan Cyanamid en WayneNJ , y antes t raba jó en FritzscheBrothers, Inc., Clifton, N.J. y enWestern Electric, K e a r n y , N . J .Tiene título de ingeniero del WilsonSchool of Engineering y estudios depostgrado en el Newark College ofEngineering.

Factores básicos debombas dosificadorasreciprocantes

El autor ofrece sugerencias para especificar y operar esta importante clase debombas dosificadoras, que se utilizan para inyectar una corriente de líquido en unproceso con un gasto controlado

James P. Poynton, Milton Roy Co

Las bombas dosificadoras tienen gran empleo paracontrolar la cantidad y rapidez con que se inyecta un vo-lumen de fluido en un proceso. Pueden funcionar congran exactitud y se pueden ajustar mientras funcionanpara variar el gasto.

Estas bombas, que también se llaman de volumencontrolado y proporcionadoras, incluyen una gran va-riedad de diseños del tipo de desplazamiento positivo.En este artículo se utilizará’el término bomba dosifica-dora para cualquiera de ellas utilizada para productosquímicos cuya descarga, en estado estable, sea exacta yen las que se puede ajustar el volumen mientras funcio-nan .

Las bombas dosificadoras tienen diversos mecanis-mos. Los dos más utilizados son las bombas reciprocan-tes que incluyen las de émbolos empacado y de diafrag-ma, de disco y tubular y las bombas rotatorias de lostipos de tornillo, álabes, lóbulos y peristálticas.

En muchos procesos químicos es deseable seleccionaruna bomba dosificadora en la cual se pueda variar ladescarga con el ajuste manual o automático del mecanis-mo de desplazamiento. Lo ideal sería una bomba paramanejar una amplia gama de fluidos, desde pastas agua-das abrasivas hasta los corrosivos. Si se va a inyectar elfluido en un proceso, la bomba también debe produciraltas presiones de descarga.

Bombas dosificadoras reciprocantes

Este artículo se relacionará, en general, con las carac-terísticas de funcionamiento de las bombas dosificadorasreciprocantes.

Esa categoría tiene cuatro componentes básicos: 1)una máquina motriz, eléctrica 0 neumática; 2) un meca-

nismo de propulsión; 3) un ajustador de la capacidad,y 4) un extremo de líquido llamado también cámara dedesplazamiento.

En las bombas reciprocantes se suelen utilizar uno dedos tipos de extremos de líquido: émbolo (o pistón) em-pacado y diafragma. En el tipo de émbolo empaqueta-do, un pistón hace contacto directo con el líquido que sebombea. En el extremo de líquido con diafragma ofuelle, se utiliza algún tipo de barrera positiva para queel líquido no toque con el émbolo.

Estas bombas se pueden accionar con un motor eléc-trico (que es lo más común) o con un cilindro neumáti-co en el cual la biela está conectada directamente con elémbolo. Las bombas de impulsión neumática son lasmás adecuadas para instalaciones en donde el empleo deenergía eléctrica podría ser peligroso o para sistemas decontrol digital de la entrega.

Diseño de émbolo empacado

El émbolo empacado es el diseño básico para todos losextremos de líquido. El movimiento del líquido se indu-ce con uno o más émbolos sellados que succionan y des-cargan el líquido. Las válvulas de retención en los ladosde entrada y salida de la bomba funcionan 180° fuerade fase para permitir que se llene la cámara de desplaza-miento durante la carrera de succión o de vacío y paraevitar el flujo de retorno al sistema de abastecimientodurante la carrera de descarga (Fig. 1).

El émbolo desplaza un volumen determinado de flui-do durante cada ciclo. En el supuesto de que esté bieninstalado en la cámara de desplazamiento, desplaza unvolumen de líquido igual al volumen de un cilindro delmismo diámetro que el émbolo y una longitud corres-

21 de nayo de 1979

pondiente a la de la carrera. Sin embargo, la cantidadreal de líquido bombeado puede diferir del valor teóricodebido a:

1. Tiempo excesivo de funcionamiento de las válvulasde retención, que ocasiona pérdidas por retorno.

2. Compresión del líquido ocasionada por altapresión de descarga.

3. Gases atrapados.4. Deformación elástica de la cabeza de la bomba.5. Fugas por tuberías y sellos deficientes.La cantidad real de líquido desplazado por una bom-

ba en buenas condiciones es alrededor del 95% de lateórica. Si el líquido que se maneja no es comprensible,una ecuación simplificada para determinar la eficienciavolumétrica es:

Si la bomba no funciona a su capacidad nominal, sepuede calcular su eficiencia volumétrica con una ligeramodificación a la ecuación anterior:

Efkiencia v o l u m é t r i c a =Flujo real

Entrega teóricacon carrera

Porcentaje de ,loox la carrera

máxima

El diseño de émbolo empacado tiene algunas ventajassobre otras configuraciones: bajo costo inicial, diseñosencillo y alta presión de descarga.

Además, la presión de vapor del líquido es lo únicoque en realidad limita la capacidad del pistón sellado pa-ra elevar los líquidos hasta la entrada de la bomba. Estabomba, en su forma básica, puede trabajar con presio-

256

nes hasta de 30 000 psi y exactitud repetitiva con aproxi-mación de + 1% de la capacidad nominal.

Sin embargo, la bomba dosificadora de émbolo tienealgunas desventajas inherentes que la convierten enelección inadecuada para ciertas aplicaciones. Una des-ventaja está en el diseño del mecanismo del émbolo querequiere empaquetadura para tener sellamiento hermé-tico entre el émbolo y el cilindro. En la mayoría de loscasos se debe tolerar una pequeña fuga controlada delos fluidos del proceso, para enfriar y lubricar el émbolo.

Además, cuando el émbolo está en su carrera alterna-tiva, la fricción inevitable desgasta la empaquetadura yaumenta las fugas del fluido por el émbolo. Se necesitanajustes periódicos porque el desgaste reduce la eficienciavolumétrica de la bomba. El reemplazo de las empaque-taduras gastadas aumenta los costos de mantenimiento.

El tipo de material de empaquetadura que se utilicedepende de diversos factores, como la temperatura, pre-sión, composición del líquido y velocidad de la bomba.Si se van a manejar pastas abrasivas, se deben proveeranillos de cierre hidráulico para poder lavar la empa-quetadura. A menudo se especifican sellos del tipo en V(cheuron), de pestaña y empaquetaduras con anilloscuadrados, hechos con una gran variedad de materiales.

El volumen de bombeo en un momento dado con unabomba reciprocante varía en forma sinusoide y el volu-men máximo ocurre cuando el émbolo está más o menosa la mitad de su carrera (Fig. 2). En el punto en que seinvierte la carrera del émbolo, es cuando se llena lacámara de desplazamiento con líquido y hay cero des-carga.

Estas fluctuaciones en el volumen, a veces, se puedenreducir si se combinan las descargas de varios cilindrosque funcionen fuera de fase. Un múltiple recibe el fluidodesde varias bombas símplex (de un solo cilindro) accio-

FACTORES BÁSICOS DE BOMBAS DOSIFICADORAS RECIPROCANTES 257

Extremo da

tDescarga

Fig. 1 Principios de funcionamiento de una bombadosificadora que tiene extremo de líquidocon émbolo empacado

- Graduación para 100% da capacidad

---- Graduación para 60% de capacidad

Caracteristica de flujo de bomba dosificadora con mecanismo de cigüeñaldeslizable ajustable Imodulación de amplitud). El volumen en una bombacon émbolo alternativo varia un forma sinusoide y el flujo mGno ocurrecuando el émbolo ha recorrido alrededor de 50% de su carrera

I I 1 I

9 0 180 270 360

Ciclo de la carrera, grados

8. Mecanismo de cigüefial deslizable

Caracteristica de flujo de bombasdosificadoras con mecanismo de juegomuerto

I I I90 180 270

Ciclo de la carrera, grados

I360

b. Mecanismo de juego muerto

Fig. 2 El volumen de bombeo sigue una curvasinusoide y el mhximo ocurre con el 6mboloa la mitad de su carrera

nadas por el mismo árbol propulsor. Las bombas deunidades múltiples se llaman dúplex, tríplex o cuádru-plex, según el número de cilindros que se emplee.

En resumen, las bombas con émbolo empacado sepueden utilizar en aplicaciones en que se requiere unabomba de bajo costo y en donde se puede permitir ciertacantidad de fugas y de mantenimiento. Las aplicacionestípicas son la inyección de un producto no tóxico y nocorrosivo a un proceso por cargas 0 continuo.

Bombas de diafragma

Para mover ácidos corrosivos o contaminantes paralos que no se permiten fugas, una opción, algo más cos-tosa, son las bombas dosificadoras de diafragma.

En estas bombas, el diafragma actúa como intercone-xión entre el émbolo y el líquido de proceso. El émbolose mueve en un cilindro, pero en lugar de desplazar di-rectamente el líquido de proceso, acciona un diafragmacon el cual se transmite energía. En el lado opuesto deldiafragma, se succiona una cantidad proporcional del lí-quido de proceso hacia la cámara de desplazamiento yse descarga en cada ciclo del émbolo.

Los diafragmas pueden ser de accionamiento mecáni-co, es decir, con conexión directa con el émbolo o’de ac-cionamiento hidráulico. Este último está equilibradoentre dos líquidos a fin de aminorar los esfuerzos cn cldiagrama y permitir presiones de descarga más elevadas.

Para asegurar la exactitud del extremo de líquido deaccionamiento hidráulico, se debe mantener el volumenadecuado de líquido en la cámara hidráulica. A menudose instala un sistema de tres válvulas para mantener ellíquido hidráulico libre de aire o gases atrapados y paraproteger contra una presión excesiva en los líquidos hi-dráulico y de proceso.

Una válvula de reabastecimiento que también actúa comode control o rompedora de vacío mantiene un volumenconstante de líquido hidráulico porque reabastece al quese escapa de la cámara.

Una válvula de purga de gas elimina las burbujas de aireo gas en el líquido hidráulico.

Una válvula de desahogo en la cámara hidráulica prote-ge contra altas presiones de los líquidos hidráulico y deproceso.

También se puede utilizar el paso de líquido hidráuli-co por orificios controlados para agregar líquido y pur-gar el gas. En este sistema, las válvulas de retención enla succión y descarga de la bomba admiten y descarganel líquido del proceso en respuesta a las presiones negati-va y positiva que produce la flexión del diafragma. Condobles válvulas de retención se aumenta la exactitud dela bomba y se tiene doble sellamiento.

Bombas de diafragma de disco

El diafragma de estas bombas, que suele ser de tetra-fluoroetileno (TFE), se flexiona entre dos placas de so-porte cóncavas, que tienen agujeros para circulación.Estas placas, llamadas a veces placas de contorno, retie-nen el diafragma y evitan su desgarramiento con altaspresiones (Fig. 3).

258 APLICACIONES ESPECIALES

VBlvula de

+ S”CCi6”

Fig. 3 Bomba con diafragma de disco deaccionamiento hidr&tlico. Las bombas evitanarrastre de gas y sobrepresión

Este sistema elimina el problema de las fugas de flui-do por los sellos del émbolo y es eficaz para bombear lí-quidos corrosivos, como los ácidos. Su empleo principales para líquidos en aplicaciones en donde no se permitela mínima fuga.

Este tipo de bomba puede ocasionar problemas cuan-do se manejan fluidos viscosos o pastas aguadas. Confluidos viscosos, ocurre una caída de presión notoria enlos agujeros de flujo en las placas cóncavas, que a menu-do produce cavitación en la succión. La formación deburbujas de gas en el fluido reduce la exactitud de labomba a menos de un grado aceptable.

Bombas con diafragma tubular

En estas bombas, se utiliza un émbolo reciprocantecomo el descrito pero se emplea un diafragma tubularde elastómero que se dilata o se contrae con la presiónejercida por el fluido hidráulico. La contracción o ladilatación del diafragma combinada con la acción de lasválvulas de retención, de succión y descarga, envía unimpulso de líquido dosificado por la bomba Se reducenlos problemas de cavitación porque no se utilizan placascóncavas en el lado de proceso del diafragma.

En la bomba con diafragma tubular (Fig. 4a) el ém-bolo está colocado dentro del diafragma tubular. Du-rante la carrera de succión se produce un vacío en eldiafragma cuando se retrae el émbolo. Esto hace que secontraiga el diafragma y succione cierta cantidad defluido de proceso por la válvula de retención de succiónhacia la cámara de desplazamiento que está en el exte-rior del diafragma. Durante la carrera de descarga ocu-rre lo contrario; la aplicación de presión al fluido dentrodel diafragma hace que se dilate y desplace una cantidadproporcional de fluido de proceso por la válvula de des-carga.

Otras variantes del diafragma tubular incluyen eldiagrama doble (Fig. 4b) y una combinación de dia-grama de disco y tubular (que no se ilustra). En lasbombas de doble diafragma, el émbolo aplica líquidohidráulico a presión para flexionar el diafragma prima-rio y éste, a su vez, flexiona al diafragma secundario pormedio de un líquido intermedio.

El diafragma secundario, que maneja el fluido delproceso, lo aísla de la cabeza de la bomba y no hay nece-sidad de materiales costosos para resistir la corrosiónproducida por el líquido de proceso en el extremo del lí-quido.

Dado que el diafragma secundario se puede conside-rar como una prolongación de los tubos de succión ydescarga, presenta poca resistencia al flujo. Estas bom-bas son ideales para dosificar líquidos viscosos y pastasaguadas abrasivas y no son susceptibles de acumulaciónde sólidos.

Las bombas de diafragma doble ofrecen la seguridadde un diafragma secundario si llega a fallar el primarioy, por lo general, se utiliza un fluido hidráulico inerteentre los diafragmas. Esto es útil cuando se manejanproductos que pueden tener una reacción violenta conlos aceites hidráulicos y cuando hay que evitar la conta-minación del proceso químico en caso de falla deldiafragma secundario.

La cámara intermedia entre los diafragmas, a veces,tiene una mirilla para vigilarla. Si la cámara se llena conun líquido cuyo color es sensible al pH, el cambio de co-lor avisa de una falla del diafragma. También se puedeninstalar electrodos en la cámara intermedia para vigilarla conductividad del líquido intermedio. Los electrodospueden detectar un cambio en la conductividad y daruna alarma de falla del diafragma.

Otras configuraciones de diafragmas

Otra configuración del extremo de líquido es condiafragma doble de disco, hecho de TFE (Fig. 5). Estediseño, con la seguridad inherente del diafragma doble,es adecuado para manejar disolventes y productos quí-micos que atacan los materiales elastoméricos. Su des-ventaja principal es que la construcción de las piezasmetálicas puede ser costosa.

Las cabezas de diafragma sencillo y doble pueden es-tar colocadas remotas (a distancia) para manejar pro-ductos peligrosos, como líquidos a alta temperatura,criogénicos y radiactivos. Las cabezas remotas se pue-den emplear también cuando no hay espacio para insta-lar toda la unidad o cuando se succionan líquidoscorrosivos de tanques abiertos.

Todos estos diafragmas se utilizan en diversos servi-cios en las industrias de procesos químicos. La seleccióndel tipo idóneo para cualquier aplicación depende de lascaracterísticas del fluido que se maneja, la cantidadpermisible del mantenimiento, aspectos de seguridady costo del sistema deseado. Además de los diversosmecanismos de bombeo se fabrican muchos mecanismosde accionamiento para transmitir la fuerza motriz contoda la eficiencia que lo permite la aplicación.

FACTORES BÁSICOS DE BOMBAS DOSIFICADORAS RECIPROCANTES 259

Carrera de succión

8. Bomba con diafragma tubular sencillo

Carrera de descarga

t Descarga

Diaf ragma, tubular l íquido

,’ de proceso

Conexión aVálvula dedn+ahnon ‘\.

Líquido hidr&ulico ’

Diafragma tubular de--líquido hidrAulico

Superficie de soporte-_

‘ Liquidointermedio

t S u c c i ó nConfiguración con diafragma tubular doble y concAmara pare líquido intermedio. Se puede emplear unliquido inerte para evitar contaminación del líquidodel proceso en caso de falla del diafragma.

b. Bomba con diafragma tubular doble

Fig. 4 El diseño de las bombas de diafragma tubular sencillo y doble reduce la cavitación

260 APLICACIONES ESPECIALES

Válvula de

I

l

Diafragma

reabastecimiento

Fig. 5 El diseño de diafragma doble aminora elriesgo de contaminación si falla el diafragma

Unidades motrices y motores primarios

La capacidad de una bomba dosificadora está en fun-ción del diámetro del émbolo, la longitud efectiva de sucarrera y la velocidad de la carrera. Dado que el diáme-tro del émbolo es constante en cualquier bomba, se pue-den variar la longitud de carrera y la velocidad de labomba para ajustar la capacidad de salida con la bombaen marcha. Los ajustes de velocidad, carrera o ambaspueden ser manuales o automáticos, según las exigen-cias del proceso, para variar el volumen de líquido quedescarga la bomba.

/Engrane de sinfin

Sinfin de alta/ velocidad Impulsor del

; Bmbolo

Las bombas reciprocantes reciben ese nombre porquesu funcionamiento depende del movimiento hacia un la-do y otro de un émbolo para desplazar un líquido, enforma directa o indirecta, como resultado de la flexióndel diafragma. En las bombas dosificadoras se debe te-ner ajuste del volumen o capacidad, lo cual se logra alvariar la carrera real o efectiva de desplazamiento.

Hay dos tipos principales de mecanismos de ajuste delongitud de la carrera. Uno altera la curva de excentrici-dad del mecanismo de accionamiento del émbolo que aveces se llama modulación de amplitud. Este método seemplea en las configuraciones de cigüeñal deslizable dedos y tres dimensiones (Fig. 6) y en la impulsión poranillo deslizable.

Con el segundo tipo varía la cantidad de carrera fijadel cigüeñal que se transmite al émbolo. En muchos delos tipos comunes se utiliza algún sistema de juegomuerto; incluyen sistemas mecánico (con excéntrica) 0de derivación hidráulica (Figs. 7a y b).

Modulación de amplitud

El mecanismo de cigüeñal deslizable, uno de los pri-meros que hubo, tiene un ajuste con torniquete que per-mite variar la longitud de la carrera al cambiar lalongitud de un brazo de pivoteo. Hay muchas variantesde este accionamiento y aunque son de diferentes mar-cas, es fácil reconocer sus principios básicos de funcio-namiento. Todos estos mecanismos están conectados alémbolo con diversos tipos de varillajes.

El accionamiento con cigüeñal deslizable se suele es-coger para bombas de gran capacidad y para presionesaltas .

La propulsión con anillo desplazable es para minimi-zar las vibraciones mecánicas y las cargas de choque en

Cigüeñal deslizable tridimensional

Impulsor del Bmboloi

- - -Engrane de

Cero carrera Carrera total

CigüeRal deslizable bidimensional

Fig. 6 Mecanismo de cigüeñal deslitable para ajustar el volumen de líquido desplazado

FACTORES BÁSICOS DE BOMBAS DOSIFICADORAS RECIPROCANTES 261

Fig. 7 Dos tipos de transmisiones de juego muerto: con leva y coh derivación hidr&ulica

Perilla deajuste de

/’ carrera

Émbolo

alternativo

Resorte deretorno

/Leva

La transmisión de juego muerto varia la posición de retorno del (mbolo para cambiar elvolumen de descarga. La excentricidad de la leva es constante en toda la gama de flujo

Diafragma de -accionamiento

mecánico

8. Transmisión con leva o exc6ntrico

* Descarga--Carrete de *

liquido con diafragma equilibrado

b. Transmisión con derivación hidráulica t S u c c i ó n

L con leva 0exchtrico

Émbolo ’

Se deja escapar una parte del líquido hidr&Aico por una v l lvu la de derivación en cadacarrera, para variar la longitud efectiva de carrera del Bmbolo. Se utiliza extremo de

el tren propulsor. Un émbolo bajo carga de resorte semueve dentro del eje o árbol principal y su movimientoalternado se logra con el ajuste de la posición del anillodentro del cual gira el émbolo.

Accionamiento de juego muerto

En estos accionamientos se ajusta la longitud de la ca-rrera al dejar cierto juego muerto o tener movimientoperdido sin utilizar el empuje disponible en un ciclo debombeo. Estos accionamientos pueden ser hidráulicos omecánicos.

t S u c c i ó n

. D ia f ragma

En los sistemas hidráulicos se cambia la longitud efec-tiva de la carrera de la bomba, en vez de la longitud realde carrera. El émbolo continúa su movimiento alternoa toda la longitud de la carrera en todo momento, peroparte del líquido hidráulico que acciona el diafragma sa-le por una válvula de derivación y retorna al depósito.La válvula de derivación se puede ajustar desde el exte-rior con la bomba en marcha.

El mecanismo de juego muerto se puede construir amenor costo que el de cigüeñal deslizable, que es máscomplejo, pero no se puede emplear para capacidadesgrandes, mayores de 150 gal/h.

262 APLICACIONES ESPECIALES

Una ventaja del mecanismo hidráulico en relacióncon el mecánico es que el diafragma tiene equilibrio (ba-lanceo) hidráulico, lo cual le da mayor duración y per-mite presiones de descarga más altas.

En el accionamiento mecánico de juego muerto, eldiafragma tiene conexión mecánica con el émbolo o elmecanismo de flexión. El mecanismo se impulsa haciael frente con una leva que hace que el diafragma desvíeuna cantidad determinada de fluido.

Para variar el gasto se limita el retorno del mecanis-mo (Fig. 7a). Por lo general, se utiliza un resorte de re-torno del mecanismo a su posición original después decada ciclo de la leva. Si se deja que el émbolo sólo retor-ne la mitad de la distancia hasta su posición original, lacarrera y la flexión se reducirán 50%.

Los diafragmas de accionamiento mecánico no se sue-len utilizar para presiones mayores a 250 psi o cuandola capacidad es superior a 25 gal/h. Las aplicaciones tí-picas incluyen los sistemas de tratamiento de agua de to-rres de enfriamiento, calderas, plantas de tratamientode agua potable y aguas negras y laboratorios.

El motor primario

El motor primario más común para las bombas dosifi-cadoras es el motor de ca de velocidad constante. Elmotor se monta en una brida y se acopla con el eje o ár-bol de mando de la bomba o se monta en un pedestalo patas y se fija en un soporte en la carcasa de la bomba.

Estos motores, a veces, se acoplan con transmisionesde velocidad variable, montadas en una brida o soporta-das en la base de la bomba. Para variar la velocidad, secambia el paso de discos cónicos, bajo carga de resorte,para tensar las bandas; éstas deben ser del tipo contradeslizamiento o ranuradas para mantener velocidadconstante en el eje de salida de la transmisión.

Una opción es especificar un motor de CC de velocidadvariable, montado en forma similar. Se utilizan circui-tos de rectificadores controlados de silicio para variar enforma automática la velocidad del motor por medio deuna señal analógica remota.

A veces se utiliza fuerza neumática para las bombascon extremo de líquido de émbolo y diafragma. En estatransmisión se utiliza un cilindro neumático reciprocan-te del tamaño que produzca la diferencia necesaria entrela fuerza propulsora y la presión generada.

El aire a presión entra al cilindro por una válvula decuatro vías que se abre en forma alternada hacia los la-dos opuestos del pistón. La válvula puede ser de solenoi-de para variar la trayectoria de la presión o tenerorificios internos para el paso de la presión para el movi-miento automático del pistón.

También hay bombas dosificadoras con accionamien-to por solenoide en aplicaciones que requieren poco em-puje. Aunque son ideales para control electrónico de lacapacidad, hay que tener en cuenta la duración limitadadel solenoide.

Sistemas dosificadores

En la IPQ el empleo más frecuente de las bombas do-sificadoras es para procesos continuos o por cargas y pa-

,_, Medidor de volumen

n - -; --4I”‘yc

Flujo principal -

Control develocidad variable

d e l motqrTanque para

productoquímico de

edicibn

B o m b adosificador

a. Cuadro abierto

Flujo principal -

II r

Fig. 8 Cuadros abierto y cerrado y la bombadosificadora es el elemento de control final

ra tratamiento de aguas negras. Las bombas pueden serindividuales o múltiples. Una instalación puede teneruno, dos, tres o más extremos de líquido, todos movidoscon la misma fuente de potencia, pero de capacidadajustable por separado.

Las bombas dosificadoras se utilizan en sistemas decuadro abierto y cerrado. En un proceso estable que norequiera cambios frecuentes en la capacidad, puede seradecuado un cuadro abierto sencillo, en el cual se cam-bie en forma manual el gasto.

Los sistemas de cuadro abierto (Fig. 8a) se caracteri-zan porque no hay retroalimentación ni acción correcti-va con los controles, y el funcionamiento del sistema essiempre proporcional. Se necesitan buena sensibilidad yun alto grado de linealidad en los controles, incluso elde la carrera de la bomba.

En los sistemas de cuadro abierto se necesita algunaforma de ajustar la dosificación para mantener la rela-ción correcta entre la corriente medida y el flujo de labomba dosificadora. Como en estos sistemas no sueleser necesario lograr cero flujo, es práctico utilizar con-troles de velocidad del motor. Con esto se puede utilizarel control manual de la carrera para ajuste fácil de la re-lación o la cantidad.

FACTORES BÁSICOS DE BOMBAS DOSIFICADORAS RECIPROCANTES 263

Los sistemas de cuadro cerrado (Fig. 8b) se caracteri-zan porque tienen retroalimentación 0 acciones correctilvas mediante el controlador; los controladores son muycomplejos y pueden leer la variable del proceso despuésde que la bomba inyectó el reactante. La exactitud dela bomba y de su método de control, neumático o eléc-trico, determina el grado al cual la variable del procesose puede mantener cerca del valor de referencia sin queel controlador tenga que producir una modulación con-siderable.

En los sistemas de cuadro cerrado, es esencial que lacapacidad de la bomba se pueda reducir a cero. Es máspráctico lograr cero salida con el control de la carreraque con la variación de la velocidad del motor, porquemuchas propulsiones de velocidad variable no funcio-nan con cero velocidad. Los controles de capacidad enlos sistemas de cuadro cerrado suelen ser neumáticos oeléctricos analógicos.

También se puede utilizar la bomba dosificadora co-mo elemento final de control con controladores para dosvariables del proceso. Por ejemplo, si el caudal del líqui-do de proceso tiene variación considerable, un sistemade retroalimentación de cuadro cerrado no es adecuadopara seguir grandes cambios en el volumen ni los cam-bios en la variable del proceso.

Sin embargo, se puede utilizar una combinación de con-trol de velocidad del motor y de capacidad para obtenerla gama deseada. En la figura 9 se ilustra un tipo de con-trol combinado, que es un sistema de dosificación de-cuadro abierto conectado en cascada con un sistemade control de cuadro cerrado para variables del proceso.

Se deben tener en cuenta las relaciones de carga. Sila bomba tiene una relación de 10: 1, se puede ajustar lacapacidad con mucha exactitud entre 100% y 10% delflujo nominal. Sin embargo, a menos de lo%, es difícillograr una descarga confiable sin un ajuste adicional de,la exactitud, lo cual se puede lograr con la combinacióndel control de la carrera y de la velocidad del motor.Cuando el motor funciona a 1/6 parte de su velocidadnominal y el ajuste de capacidad se gradúa para 10% ,

Tanque paraproducto

químico deadición

u !

lz/

Controladord e p H

Bombadosificadora

Fig. 9 El sistema combinado de cuadro abierto ycerrado controla variaciones grandes en elcaudal

C o n t a d o rtotalizador

Controldigital develocidad

Se emplean varias bombas neumlticas en el sistemamezclador múlti!Ae. El control di&4 se puede emplear pavavariar el caudal de cada material~de adi& y el contadordetermina el total de flujo.

Fig. 10 Opciones disponibles con sistema debombeo de accionamiento neumhtico

la descarga real sería de 0.166 x 10 % de la capacidadtotal de la bomba.

Los motores de CC de velocidad variable cuestan me-nos que los de ca y son una buena elección si se deseacontrol de la velocidad del motor. Sin embargo, en at-mósferas peligrosas se pueden necesitar motores de casin escobillas. En lugares muy peligrosos, se recomien-dan propulsiones y controles neumáticos.

El empleo de la transmisión con un cilindro neumáti-co de acoplamiento directo permite adaptabilidad delcontrol. Se puede contar con un control digital directocon módulos electrónicos auxiliares, como regulador delongitud de carrera para el control de velocidad, conta-dor de carreras para bombear un volumen determinado,con base en el conteo de carreras, un convertidor de se-ñal analógica a digital y un circuito de protección contrafallas que vigila el funcionamiento de la bomba.

Se puede especificar ajuste independiente de las velo-cidades de movimiento del émbolo para bombear líqui-dos de alta viscosidad y para mejorar la altura deaspiración. En la figura 10 se ilustra una bomba con ac-cionamiento neumático típico.

Instalación y mantenimiento

Con tantos modelos y materiales disponibles, es difícildar una guía muy general para instalación y manteni-miento. Sin embargo, hay ciertos lineamientos que per-mitirán óptimos funcionamiento y duración.

Salvo que la bomba sea portátil, se debe fijar en ci-mientos de concreto, de preferencia con la base sobre elnivel del piso para protegerla contra encharcamientos ytener acceso para servicio.

Los tubos de succión y descarga deben ser del tamañopara manejar flujos máximos en un momento dado. Enlas bombas con motor, el flujo sigue una curva senoidaldebido al movimiento alternativo del émbolo. El flujomáximo instantáneo es alrededor de r veces el flujo pro-medio.

264 APLICACIONES ESPECIALES

Por tanto, la tubería se debe proyectar pará manejarun caudal mucho mayor que la capacidad nominal de labomba; los tubos de medida menor a la requerida oca-sionan muchos problemas. Una forma de comprobar sila tubería es del tamaño adecuado, es desconectar el tu-bo de succión y medir el libre flujo de líquido del tubo.Si el flujo es K multiplicado por la capacidad nominal dela bomba, entonces el tamaño del tubo es adecuado.

Se debe tener cuidado en la selección de materialespara evitar la corrosión galvánica en los puntos de cone-xión de la bomba. Los diámetros interiores deben coin-cidir entre las conexiones. Hay que eliminar rebabas ybordes agudos y limpiar toda la rebaba de soldadura delos tubos. Hay que limpiar los tubos con aire comprimi-do o con agua antes de hacer la conexión final en labomba. Si las temperaturas del líquido son extremosas,hay que incluir tolerancias para la dilatación y contrac-ción de los tubos. Los tubos se deben soportar de modoque no apliquen esfuerzos en la bomba y nunca se lesdebe aplicar carga lateral o permitir que se flexionen alhacer las conexiones.

Los tramos de succión y descarga deben ser lo másrectos y cortos que Sea posible. Hay que evitar los codosinnecesarios; cuando sea posible se deben utilizar codosde 45’ o codos largos de 90’. La tubería debe tener pen-diente para eliminar las bolsas de vapor.

Tubería de succión

La tubería de succión debe ser hermética para tenerfuncionamiento correcto de la bomba; se debe probar sitiene fugas o entradas de aire después de instalarla.

La tendencia a la vaporización durante la succión dela bomba es proporcional a los aumentos en la velocidadde la bomba, viscosidad y densidad del fluido, tamañodel émbolo, longitud de la tubería y altura de aspira-ción. La carga neta positiva de succión, que es la canti-dad en que la presión del líquido es mayor que lapresión de vapor disponible para hacer entrar el líquidoa la bomba, debe ser suficiente para tener funciona-miento satisfactorio cuando las condiciones del procesose vuelven más severas.

Los métodos prácticos para mejorar la NPSH son:n Aumentar el diámetro del tubo de entrada.n Reducir la velocidad de la bomba y aumentar el

diámetro del émbolo para mantener el volumen de flujo.H Elevar el nivel del tanque con relación a la entrada

de la bomba para aumentar la carga.n Aplicar presión en el tanque si el líquido tiene una

presión de vapor muy alta.

Tubería de descarga

Las pérdidas excesivas de presión durante la carrerade descarga se pueden evitar con la instalación de tube-ría de descarga del diámetro correcto. La presión nomi-nal del tubo debe ser mayor que la graduación de laválvula de seguridad o la capacidad del disco de ruptura.

El exceso de alimentación puede ocasionar problemascon bajas presiones de descarga. Esto se puede evitarcon la reducción de los diámetros de los tubos de succión

o descarga o con la instalación de una válvula de contra-presión dentro del tubo de descarga. Las válvulas decontrapresión son obligatorias cuando se bombean lí-quidos a un proceso que se efectúa al vacío.

Cuando se instalan válvulas de compresión para teneruna carga artificial en la descarga, se necesita un acu-mulador o un amortiguador de pulsaciones en la tuberíade descarga. El acumulador suaviza el flujo desde labomba hasta la válvula de contrapresión, con lo cual seprolonga la duración de ella y se tiene un flujo más uni-forme en el proceso.

Válvulas de seguridad

Dado que las bombas dosifkadoras con motor puedenproducir altas presiones de descarga en una o dos carre-ras, los detectores de sobrecarga térmicos o aparatos si-milares de seguridad en el circuito de arranque delmotor, quizá actúen demasiado tarde y no protegerán.Si se obstruye el tubo de descarga se dañarán la bomba,el tubo o el equipo del proceso. Para evitarlo, el tubo dedescarga debe tener una válvula de seguridad o disco deruptura del tamaño que maneje la presión del sistema ypara descargar sin peligro el máximo caudal de la bom-ba.

La válvula de seguridad debe estar en el tubo de des-carga entre la bomba y la primera válvula de corte o decontrapresión corriente abajo. La salida de la válvula dedescarga se conecta con el tanque de succión o a un dre-naje. El extremo abierto del tubo de retorno debe estaren donde sea visible, para detectar cualquier fuga por laválvula de seguridad.

Mantenimiento de la bomba

Las bombas dosificadoras pueden dar años de serviciocon poco mantenimiento. Hay que efectuar el manteni-miento recomendado por el fabricante, pero en todos losmodelos se necesitan unas cuantas operaciones básicas.

Las bombas con extremo de líquido del tipo de émbo-lo empacado requieren cambio periódico de la empa-quetadura. Esta, por lo general, depende de la compre-sión del estopero para su buen funcionamiento. Si unaempaquetadura está muy apretada se sobrecalentará ydesintegrará muy rápido; además, puede rayar el émbo-lo y habrá que reemplazarlo. Además, se debe lubricar alos intervalos recomendados por el fabricante, que pue-den ser a diario o cada cierto tiempo. Las bombas conextremo de líquido hecho de plástico quizá no necesitenlubricación periódiea de la empaquetadura.

Se debe vigilar el nivel de aceite hidráulico en la car-casa de la bomba para que ésta no funcione en seco. Elaceite hidráulico lubrica todas las piezas movibles y mu-chas veces produce la fuerza necesaria para accionar labomba. Las bombas que tienen engrane y sinfín debronce se deben llenar con un lubricante No. 8 Com-puesto de AGMA (Ameritan Gear ManufacturersAssn.) que contiene aditivos inactivos para presiones ex-tremas.

Los motores se deben lubricar a los intervalos especi-ficados.

FACTORES BÁSICOS DE BOMBAS DOSIFICADORAS RECIPROCANTES 265

Sistemas dosificadores “en paquete”

Muchos fabricantes de bombas tienen sistemas de ali-mentación de productos químicos del tipo unitario o de“paquete”. Constan, por lo general de un tanque concapacidad entre 50 y 1 500 gal, un agitador, válvulas,tubos e instrumentos montados en un bastidor o patíncomún. Se suelen entregar listos para instalarlos en laplanta y pueden ser de alimentación sencilla o múltiple.

Las unidades en paquete se utilizan en muchos proce-sos y suelen ser de construcción específica. Los sistemasde dosificación para tratamiento de aguas suelen sercompactos y específicos para cada aplicación.

Accesorios y controles

Se puede utilizar una serie de accesorios con las bom-bas dosificadoras. Los más comunes son:n Controles automáticos para abrir válvulas y desa-

guar el equipo de bombeo.w Válvulas antisifón o de contrapresión que evitan la

circulación del líquido en la bomba sin dosificación co-rrecta.n Medidores de tiempo .y contadores de la dosifica-

ción, que totalizan los impulsos de la bomba. Se puedengraduar para cortar el flujo cuando se llega a un límiteespecificado.

n Analizadores y controladores de pH que se utilizana menudo en sistemas de cuadro cerrado para ajustar lacapacidad de la bomba.n Amortiguadores de pulsaciones para contrarrestar

las pérdidas de aceleración en el tubo de succión y redu-cir los cambios bruscos en la presión en el tubo de des-carga.

w Válvulas de seguridad para impedir presiones ex-cesivas en el sistema.n Camisas de vapor para mantener o elevar la tem-

peratura del líquido de proceso.

El autor

James P. Poynton es gerente de in-geniería de ia Flow Control Div.,Milton Roy Co., 201 Ivyland Rd.,Ivyland, PA 18974. Está encargadode nuevos productos hidráulicos pa-ra aplicaciones biomédicas e indus-triales. Ha escrito varios artículosacerca de bombas dosificadoras ycolaborando en el comité interna-cional de Scientific Apparatus Ma-kers Assn. Es miembro del grupo det r a b a j o c o n b o m b a s d e l API ymiembro senior de ISA. Antes fueingeniero de sistemas de propulsiónen Grumman Aerospace. Tiene tí-

tulo de ingeniero aeronáutico de la Notre Dame University

Bombas Parindustri#ales

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Un examen de los tipos disponibles de bombas para tratamiento de aguas negrasindustriales y la importancia de transferencia de eyuentes, adición de productosquz’micos, conducción de pastas aguadas y lodos, y sistemas para muestreo.

Jacob A Scher, Fluor Engineers and Contractors, Inc.

En las últimas dos décadas el tratamiento de las aguasnegras o de desechos industriales ha adquirido muchamayor importancia en las instalaciones totales de unaplanta. Los requisitos gubernamentales cada vez másestrictos para el tratamiento de efluentes han dado ori-gen a una serie de métodos más complejos para trata-miento de aguas. En algunos países, se exige el tratamien-to hasta del agua de lluvia y hay que tener cuidado espe-cial al proyectar redes más complicadas para recoleccióny tratamiento.

El problema de recolektar, conducir y tratar los líqui-dos de desecho en las plantas existentes es mucho máscomplejo que cuando se va a construir una planta. Confrecuencia, el sistema de tratamiento de aguas seconstruye en un rincón apartado del terreno cuando ala conducción de líquidos no se le presta la debida aten-ción. Hay que mover líquidos, agregarles productosquímicos, procesar pastas aguadas y tener servicio de lí-quidos y semilíquidos.

Casi siempre se utilizan bombas de muchos tipos y ca-racterísticas para el funcionamiento del proceso. Cuan-do se estudia una aplicación particular de una bomba esútil consultar con otros usuarios en situaciones simila-res. Además, los fabricantes de bombas ayudarán a se-leccionar la bomba adecuada para el servicio.

En las unidades de tratamiento de suelen descargarlas aguas negras, por gravedad, hacia un alcantarilladosubterráneo o canales abiertos. El escurrimiento super-ficial del agua de lluvia contaminada fluye por gravedada un sumidero recolector central. Las corrientes de aguade enfriamiento, de purga de calderas, para tratamientode aguas o de pastas aguadas de desecho y otras aguas

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negras, se deben separar o combinar y enviarlas a la zo-na de tratamiento.

En las diversas estaciones para tratamiento de aguasse deben proveer diversas soluciones químicas, sean áci-das o básicas para neutralización, coagulantes para cla-rificación, acondicionadores para desaguar lodos, etc.Hay que conducir pastas aguadas de cal, de licores bio-lógicos mixtos o suspensiones similares. Los lodos deviscosidades y composiciones diferentes se deben desa-guar por acción mecánica 0 enviarlos a aparatos espesa-dores, fosas, etc., para concentrarlos y secarlos. Además,se deben tomar muestras continuas para control de cali-dad del proceso y del efluente. Todas estas operacionesrequieren bombas de diversos tipos y construcciones pa-ra una gran variedad de servicios.

Tipos de bombas

Entre,los muchos tipos que hay de bombas, las enu-meradas a continuación son las que más se utilizan parasistemas de tratamiento de aguas negras industriales yse citan como información general. Algunas son tan co-nocidas que no vale la pena mencionarlas, pero otras sedescribirán en detalle por lo exclusivo de su diseño yaplicación. Ellas son:

Centr$iiga. Es un tipo muy general de bomba y las quese citan en este artículo son las que en alguna época sellamaron “Ameritan Voluntary Standard” o AVS yson del tipo suspendido. Para amplia información de lasbombas AVS véanse las páginas 33 y 34 de este libro.

Sumidero. Es una bomba centrífuga vertical que puedeser de una etapa, tipo voluta o de turbina de etapas sen-

6 de octubre de 1975

BOMBAS PARA AGUAS NEGRAS INDUSTRIALES 267

cilla o múltiples; esta última es una adaptación de labomba de pozo profundo. Las bombas de sumidero(Fig. 1) son para instalarlas en una fosa o sumidero endonde hay nivel conocido del agua.

Sumergible. Es una bomba centrífuga, de construcciónespecial de modo que se puedan sumergir toda la bombay el motor (Fig. 2). A menudo se diseñan para dejar pa-sar sólidos grandes y pue,den funcionar en seco un tiem-po razonable sin que se dañen.

Pistón (desplazamiento positivo). Esta bomba utiliza unpistón accionado por una leva o excéntrico para el movi-miento directo del líquido. Está disponible en muchascapacidades y puede producir presiones de descargahasta de 10 000 psig.

Diafragnza. Es una bomba de desplazamiento positivode construcción especial. El diafragma actúa comopistón cuando recibe movimiento alternativo con un va-rillaje mecánico, aire comprimido o líquido hidráulicodesde una fuente externa que 10s envía a pulsaciones. Eldiafragma también actúa como sello entre la fuerza deaccionamiento y el líquido que se bombea. En la figura3 se presenta una vista en corte de esta bomba e indica

Fig. 1 Las bombas de sumidero se instalan endonde hay siempre agua

Fig. 2 Bomba sumergible, en que también sesumerge el motor

la forma en que el diafragma succiona y descarga el lí-quido.

Rotatoria. Las bombas más comunes son la de engra-nes y la de tornillo o de cavidad progresiva. Según ladefine el Hydraulic Institute, la bomba rotatoria constade una carcasa fija que contiene engranes, levas o excén-tricas, émbolos o elementos similares accionados por larotación del árbol propulsor. La bomba rotatoria másinteresante en este caso es la de tornillo, que consta deun rotor que gira dentro de un estator con lo cual se for-man cavidades en el sentido de descarga para mover lapasta aguada. Estas bombas (Fig. 4) pueden incluir tri-turadores, por ejemplo, los de marca Maz-0-Rator fa-bricados por Robbins & Miers, Inc., de Springfield,Ohio.

Peristáltica. Es un tipo especial de bomba rotatoria enque se emplea un tramo de tubo colocado alrededor deuna leva o excéntrica. Cuando gira la leva, se aplica pre-sión al líquido a lo largo del tubo (Fig. 5).

Todo equipo rotatorio necesita algún tipo de sello en-tre el eje y la carcasa y hay dos clases muy usuales: elprensaestopas con empaquetadura y el sello mecánico.En el prensaestopas se colocan capas múltiples de empa-quetadura dentro de un anillo de compresión, que se de-ben apretar periódicamente conforme se gasta la empa-quetadura.

La lubricación para la empaquetadura es el líquidoque se bombea y debe tener un escurrimiento constantepor el prensaestopas. Debido a que el anillo de compre-sión nunca se debe apretar al grado de interrumpir el es-currimiento, éste evita daños a la empaquetadura. Si ellíquido contiene sólidos, se gastará muy pronto la empa-quetadura y ocurrirán fugas serias. La empaquetaduraes adecuada para líquidos limpios; no se debe utilizarcon líquidos corrosivos, peligrosos o que contenganabrasivos.

El sello mecánico tiene una cara lija y un elemento ro-tatorio sujetos entre sí con resortes, una placa de apoyoy otros componentes. Su ajuste preciso produce un ver-

268 APLICACIONES ESPECIALES

Fig. 3 En esta bomba, el diafragma actúa como

pistón

dadero sello mecánico que evita las fugas de la carcasa.Si el líquido que se bombea es muy peligroso o tóxico,se puede utilizar un sello mecánico doble, que incluyeun líquido inerte entre los sellos para reducir cualquierfuga. Además, para evitar rayaduras o cristalización delsello mecánico, se debe seleccionar el que tenga lava-do para la cara. Se circula agua entre las dos caras delsello para mantenerlas limpias y prolongar su duración. Silos sellos mecánicos son del tipo especificado, son muyeficientes. Sin embargo, son más costosos que las empa-quetaduras y su reemplazo constante aumentará los gas-tos de mantenimiento.

También estã disponible una bomba sin sellos, llama-da de rotor enlatado, en donde el líquido circula por loscojinetes del motor y vuelve a la corriente general. Unaplaca delgada evita que el líquido toque los devanadosdel motor y no se necesita sello en el eje o árbol porqueno hay fugas de ninguna clase. Esta bomba es más com-pacta que las convencionales. En bombas de menos de30 hp no se requiere cimentación porque no hay proble-mas de alineación de ejes (Fig. 6).

Dado que la mayoría de las aguas de desecho, comolas de lluvia, de torre de enfriamiento, de purga de cal-deras o de efluente del clarificador tienen un pH de 6.0a 9.0, el líquido no suele contener sustancias químicaspeligrosas o corrosivas en una concentración elevada.En estos casos las bombas pueden ser de acero al carbo-no, hierro fundido y materiales similares.

En los servicios en que se agregan productos químicoso cuando se conducen aceite desnatado, agua de lastrey otros líquidos corrosivos, se necesitan materiales deconstrucción más resistentes a la acción de esas sustan-cias. En la tabla se indican los materiales de construc-ción típicos para los líquidos que se manejan con más

frecuencia en el tratamiento de aguas negras industria-les.

Transferencia de efluente

Los sistemas de recolección para tratamiento de aguasnegras son diferentes a los de bombeo en los procesos.En lugar de tener cuadros de bombeo a presión, losefluentes suelen descargar por gravedad en alcantarilla-dos que llegan a una zona común de recolección, que es-tá a menor altura. El flujo de aguas negras es tambiénmás irregular en su aspecto hidráulico (por ejemplo, elescurrimiento superficial de agua de lluvia) que los flu-jos de proceso. Se necesita compensar el flujo antes deltratamiento porque las unidades para tratamiento de-penden del volumen y son sensibles a los choques de ma-sa o cargas hidráulicas.

Se utilizan sumideros para recolección y estanques decompensación para suavizar las fluctuaciones en el flujopor gravedad. La selección del tipo de sumidero y de lacapacidad de la bomba se deben calcular con cuidado afin de poder manejar todo el caudal previsto. La selec-ción de la capacidad de la bomba es importante porquesi ésta va a tener paros y arranques continuos se puedequemar el motor o, una bomba que se utiliza con pocafrecuencia, quizá no funcione cuando se necesita. Si unsumidero tiene un caudal de varios órdenes de magni-tud, la configuración.óptima pueden ser bombas dife-rentes de distintas capacidades, accionadas mediante uncontrol secuencial de nivel.

Una instalación típica tenía un sumidero que recibíauna corriente continua de efluente de 250 gpm y a veces,hasta 12 500 gpm de agua de lluvia. Se utilizaban cuatrobombas de sumidero: una de 250 gpm para el efluente,dos de 3 000 gpm cada una para descargar agua de llu-via de poca intensidad y una de 6 500 gpm que sólo fun-cionaba cuando había lluvias muy intensas.

Las bombas verticales para sumidero, sean del tipocentrífugo con voluta o de turbina, son idóneas paramover líquidos desde un sumidero abierto o cerrado.Las bombas de voluta pueden tener capacidad desdeunos cuantos hasta más de 2 000 gpm, con cargas típicasde 150 a 200 ft. Las bombas verticales de turbina conetapas múltiples tienen capacidad típica de 100 000 omás galones y presiones de descarga de 1 000 psig o ma-yores.

Estas se pueden accionar con un controlador de ni-vel con flotador que no deja funcionar la bomba si el nivelen el sumidero es muy bajo, pero sí la deja funcionarcuando sube. Las bombas verticales para sumidero re-quieren una inmersión mínima encima de la campanade succión para evitar que se formen vórtices. Además,se suele utilizar un colador (pichancha) para no succio-nar cuerpos extraños. Los sumideros se deben construircon un pozo más abajo que su fondo en el cual se colo-que la bomba. En este caso, se vaciará el sumidero porcompleto, pero no el pozo.

Una bomba sumergible puede efectuar diversos servi-cios de transferencia de efluente. Puede funcionar enuna amplia gama de niveles de líquido y están disponi-bles en capacidades de más de 2 000 gpm y cargas de

BOMBAS PARA AGUAS NEGRAS INDUSTRIALES 269

Resistencia de los materiales de las bombas a los productos químicos*

Material

Cloruro de Acero Aceropolivinilo inoxidable inoxidable

Epoxi Pol ipropi leno T i p o 1 Nylon 3 1 6 3 0 4 Titanio Buna N viton

Aceites combustibles

Aceites hidr8ulicos:

Petróleo’

Sintéticos’

Acetaldehido

A c e t o n a

Agua ácida de minas

Agua blanca (papel)

Agua de mar

Ácido acético

Ácido acético glacialÁcido cítr ico

Ácido clorhidrico:

Solución al 20%4

Solución al 37%’

Ácido cresílico

Ácido fluorhídrico:

Soluci6n al 20%’

Solución al 50%‘f2

Solución al 75%‘f2

Ácido fosfórico:

Solución IO-40%

Solución 40-100%

Acido nítr ico:

Concentrado

Solución 5-10%

Solución al 20%

Solución al 50%*

Ácido sulfúrico:

Soluci6n hasta 10%

Solución 10-75%2

Ácido sulfuroso

Alcoholes:

ButílicoEtllico

Hexilico

Isopropílico

Metí l ico

Aluminato de sodio

Amoniaco anhidro

Amoniaco líquidoB e n c e n o 2

Bisulfito de sodio

Bromo’

Cal

Carbonato de calcio

Carbonato de sodio

Cianuro de potasio, solución

Cloro anhidro, líquido

Clorox (blanqueador)

Cloruro de aluminio (solución al 20%)

Cloruro de calcio

Cloruro de cobre

Cloruro férrico .

Cloruro ferroso

Cloruro de sodio

Cresoles

Dióxido de azufre2

Etilenglicol’

Fenol (8cido carbólico)

Fluoruro de aluminio

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270 APLICACIONES ESPECIALES

Resistencia de los materiales de las bombas a los productos químicos* (continuación)

Material

Cloruro de Acero Acerop o l i v i n i l o inox idable inox idable

Epoxi Polipropileno T i p o 1 N)hl 316 304 Titanio Buna N viton

Formaldehído

Fosfato de amonio:

Dibásico

Monobasico

Tribásico

Gasolina’*4

Hidrocarburos aromáticos

Hidróxido de aluminio

Hidróxido de calcio

Hidróxido de magnesio

Hidróxido de potasio

Hidróxido de sodio:

Solución a 20%

Solución a 50%

Solución a 80%

Hipoclorito de calcio

Hipoclorito de sodio3

Solución hasta 20%

Keroseno2 (petróleo diafano)

Licor blanco (pulpa de papel)

Licores de sulfato

Lubricantes

Metafosfato de sodio’

Metasilicato de sodio

Nitrato de amonio

Nitrato férrico

Permanganato de potasio

Peróxido de hidrógeno

Polifosfato de sodio:

Mono-, di-, tribásico

Silicato de sodio

Sulfato de aluminio

Sulfato de amonio

Sulfato de calcio

Sulfato de cobre, solución al 5%

Sulfato férrico

Sulfato ferroso

Sulfato de magnesio

Sulfato de sodio

Sulfato de zinc

Sulfuro de hidrógeno, solución acuosa

Trióxido de azufre, seco

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*La especificación para estos materiales está basada sólo en su resistencia a los productos químicos. Hay que tener cuidado, al seleccionar la bomba, de

determinar si el producto es abrasivo o viscoso. También hay que tener en cuenta la presi6n; la carga máxima de bombeo es de 12 psi. La clasificación de

resistencia a los productos químicos es:

A = excelente; B = buena; C = aceptable; D = no so recomienda.

lCloruro de polivinilo: satisfactorio hasta 72°F.

*Polipropileno; satisfactorio hasta 72°F.

3Polipropileno: satisfactorio hasta 120°F.

4Buena N: satisfactorio para sellos anulares (anillos “0”).

100 psig o más. Esta bomba tiene ciertas limitaciones decapacidad porque la bomba y el motor están dentro de unacarcasa y se colocan en el fondo.

Las ventajas del tipo sumergible son que puede fun-cionar en seco durante cierto tiempo y puede bombearsólidos suspendidos grandes si tiene impulsor de tipoabierto. El mantenimiento es difícil porque hay que sa-car toda la bomba. Trabaja bien en estanques con nive-les de líquido muy variables e incluso puede desecar unafosa 0 un estanque.

Adición de productos químicos

En el tratamiento de aguas negras se requiere la adi-ción de productos químicos para optimizarlos; los pro-ductos típicos son:

Acido o base para ajuste del PH. Suelen ser ácidos sulfú-rico o clorhídrico, hidróxido de sodio, carbonato de so-dio o solución de cal.

Nutrientes para tratamiento biológico. Para satisfacer lasnecesidades de fósforo y nitrógeno orgánicos, se agregan

BOMBAS PARA AGUAS NEGRAS INDUSTRIALES 271

Fig. 4 La más utilizada de las bombas rotatorias es la de tornillo que puede estar equipada con

un triturador especial

ácido fosfórico, algún tipo de fosfato de sodio, amoniacogaseoso o acuoso o soluciones de sal de amoniaco.

Coagulantes para control de sólidos suspendidos. Son típicosel aluminato de sodio, cloruro o sulfato de aluminio, ycloruros o sulfatos férricos o ferrosos. Estos productosforman flóculos en condiciones controladas y ayudan ala sedimentación por gravedad, flotación del aire disuel-to y al espesamiento de lodos. También se utilizan en el

Fig. 5 En la bomba peristáltica se comprime el

líquido por acción mecánica a lo largo del

tubo

tratamiento de agua cruda y acondicionamiento de lo-dos.

Ayudas para la coagulacibh. Se pueden agregar diversosproductos auxiliares para ayudar a los coagulantes pri-marios a formar los flóculos, como polímeros naturaleso artificiales o metasilicato de sodio. También se utili-zan los auxiliares en el tratamiento de agua cruda yacondicionamiento de lodos ya sea solos o combinadoscon los coagulantes primarios.

Diversos. Solución de cloro acuosa o hipoclorito de so-dio o calcio para matar bacterias; metano1 para desnitri-frcación y permanganato de potasio para la oxidaciónquímica, son otros tipos de adiciones químicas controla-das en el tratamiento de aguas.

La adición de productos químicos, que también seutiliza para el contcaCd_eprocesos y servicios es unaciencia muy adelantada y en su aplicación se utilizanbombas de diafragma y de pistón.

Dado que la mayoría de las adiciones de productosquímicos son en galones por hora, la bomba de diafrag-ma es ideal para este servicio. El diafragma, por lo gene-ral, se acciona con un émbolo 0 una leva que empujacontra un líquido intermedio, que puede ser aceite a ba-se de petróleo.

Las válvulas de retencioñ-enlos extremos de succióny descarga permiten adiciones constantes. El control dela capacidad de descarga se estabjfece con el ajuste de lacolumna de líquido hidráulico que se deriva de la cavi-dad para el diafragma. El ajuste de la carrera, de 0 a100% se puede efectuar con la bomba en marcha concontroles manual, electrónico 0 neumático. La capaci-dad de estas bombas es de unos cuantos hasta más de2000 galones por hora y con presiones de descargade 1000 psig o más.

272 APLICACIONES ESPECIALES

Fig. 6 La bomba de rotor enlatado no necesitasellos

Debido a que el flujo se lleva a cabo a pulsaciones porel movimiento del émbolo, la adición de productos quí-micos no es uniforme. Un modo de evitar este problemaes utilizar dos o tres cabezas en la misma bomba parasuavizar el flujo; éstas también aumentan el volumen dela adición.

Las bombas de diafragma pueden mover solucionesde polímeros de alta viscosidad y se encuentran en unavariedad de materiales metálicos o plásticos. Estas bom-bas son muy confiables, si el líquido no tiene sólidos sus-pendidos. Cualquier mantenimiento es muy fácil. Estabomba es el “caballo de batalla” en el tratamiento deaguas negras industriales, para adición de productosquímicos.

Si se necesitan mayor capacidad o presiones más al-tas, se puede utilizar una bomba de pistón, que tiene ca-si las mismas características de descarga a pulsacionesque la de diafragma, pero el pistón está en contacto conel líquido. Se pueden utilizar cabezas múltiples y amor-tiguadores de pulsaciones para suavizar el flujo. Estabomba se emplea mucho cuando hay que entregar gran-des volúmenes de ácidos o bases para neutralización.

Otras bombas que se utilizan, a veces, para adiciónde productos químicos son las de rotor enlatado y las pe-ristálticas. La primera es centrífuga, sellada, que no tie-ne fugas con capacidad de entrega en galones porminuto; la segunda es de muy baja capacidad que tieneun tubo flexible envuelto alrededor de una leva girato-ria. Las bombas peristálticas son para laboratorio oplanta piloto; las de rotor enlatado descargan grandesvolúmenes de productos peligrosos o tóxicos.

Conducción de pastas aguadas y lodos

En el tratamiento de aguas negras se debe tener cui-dado con las pastas aguadas y lodos. Los reglamentos

para los efluentes exigen reducir los sólidos suspendidosa una cantidad de lo-20 mg/1 y a veces menos. El trata-miento biológico produce un licor mixto que se debebombear para recircular los sólidos. Hay que digerir,espesar y desaguar el exceso de biomasa. La concentra-ción típica de sólidos en estas corrientes es entre 0.5%y 15%.

El tratamiento químico-físico produce corrientes depastas aguadas de diferentes composición química, con-tenido de sólidos, tamaño de partículas y abrasividad.Los lodos de las industrias petrolera y química orgánicase suelen procesar en la zona de tratamiento de aguasnegras para eliminar el aceite.

Las industrias siderúrgicas y metalmecánicas produ-cen pastas aguadas de composición muy variada. Inclu-so las centrales generadoras alimentadas con combustiblefósil, con lavadores del humo para evitar la contamina-ción, tienen que manejar y eliminar grandes cantidadesde pastas aguadas y lodos. La lista sería interminable,pues cada pasta o lodo es un poco diferente a los demás.

Ha sido común la aplicación incorrecta de bombaspara pastas aguadas o lodos porque no se han investiga-do a fondo la composición química, tamaño de partícu-las, abrasividad y otros factores. Con frecuencia loslíquidos son no newtonianos.

Las bombas rotatorias, en especial las de tornillo, seutilizan mucho para conducción de pastas aguadas o lo-dos; la acción de todas ellas es similar. Cuando giran loselementos de bombeo, se abren en el lado de entrada pa-ra producir un vacío que se llena con líquido que entraa presión atmosférica. Al seguir la rotación de los roto-res se encierra el líquido entre los elementos de bombeoo entre los elementos y la carcasa. En este momento losrotores están a la presión de entrada hasta que se abrela parte encerrada hacia la cámara de salida.

Las partículas en suspensión no influyen en el funcio-namiento de esta bomba. La regla general es que si ellíquido puede entrar a los elementos de bombeo, tam-bién se lo podrá expulsar. Estas bombas son autoceban-tes con altura de aspiración hasta de 28 ft; producen uncaudal de flujo uniforme y, por lo general, no se obstru-yen. Las hay con capacidad de centenares de gpm y pre-siones de descarga hasta de 300-400 psig.

Aunque es común bombear pastas aguadas con 5 a15% de sólidos, también se ha podido mover otras con70% de sólidos. Las propiedades de la suspensión sonlas que más influyen en la velocidad de la bomba Cuan-to mayor sea el contenido de sólidos, más’caballaje se re-quiere y menor será la velocidad. Sin embargo, ladescarga por revolución del motor es constante con cual-quier material. La abrasividad de la suspensión influyeen la velocidad de la bomba y se tiene menor capacidadcon materiales muy abrasivos. Se debe esperar másmantenimiento que en cualquiera de las bombas descri-tas.

Otras bombas para pastas aguadas son la rotatoria deengranes, pistón y diafragma. La rotatoria de engraneses similar a la de tornillo, excepto que se emplean engra-nes acoplados; puede bombear una gran cantidad demateriales como aceites, alquitrán, polímeros 0 cual-quier líquido que no contenga sólidos duros.

BOMBAS PARA AGUAS NEGRAS INDUSTRIALES 273

Sistemas de muestreo Referencias

Un factor que a menudo se pasa por alto en el trata-miento de aguas negras es el muestreo continuo o inter-mitente de las corrientes, para control del funcionamien-to o para informar de la calidad del efluente. Algunosaparatos muestreadores reciben líquido en forma conti-nua de la corriente principal; otros toman una muestracada cierto tiempo seleccionado. Si es posible, la formamás fácil de obtener una muestra representativa es conuna pequeña corriente desviada de la descarga. Muchasveces hay que tomar las muestras en canales abiertos oalcantarillas, fosas, estanques o lagunas. En estos casosse necesita bombear hasta el aparato muestreador.

1. “Controlled Volume Pumps and Systems,” Milton Roy Co. brochures.2. Edwards, James A., Pumps for Pollution Control, Pollufton Eng., Nov. 1974,

p. 26.3. Aieks, Tyler G., “Pump Sclection and Application, BME,” McCraw-Hill,

New York (1957).4. Karassik, Igor J., and Carter, Roy, “Centrifuga1 Pumps,” McCraw-Hill,

New York (1960).5. Neerken, Richard F., Pump Selection for the Chemical Process Industria,

Chsm. Eng., Feb. 18, 1974, p. 104.6. “Progressive Cavity Pumps,” Robbins & Myers, Ix., brochures.7. “Standards of the Hydraulic Institute,” Hydraulic Institute, New York

(1947).

El autor

Jacoby A. Scher trabaja en FlourE n g i n e e r s a n d Contractors, Inc . ,B o x 3 5 0 0 0 , H o u s t o n , T X 7 7 0 3 5 ,corno Ingeniero Ambiental Princi-pal, Process Dept., en tratamientode aguas negras, proyectos para lasindustrias petrolera, de gas natural,q u í m i c a y t r ans fo rmadora de ca r -bón. Antes, trabajó como químicoambiental e ingeniero en tratamien-to de aguas y control de contamina-ción atmosférica en otras industriasy como consultor. Tiene título deingeniero químico de la Rice Uni-versity y maestría en ingeniería am-biental de la University of Houston.

El tipo de bomba depende de la configuración delaparato de muestreo así como de las características de lacorriente que se va a muestrear. El volumen de flujo almuestreador, los sólidos suspendidos, gases arrastrados,iones químicos en la solución y otros factores influyen enla selección de la bomba. En las instalaciones típicas seutilizan bombas centrífugas, diversos tipos de rotatorias,incluso peristálticas y de diafragma. Se debe estudiar ca-da caso y la selección de la bomba.

Funcionamiento debombas de engranes y detornillo en aplicacionescon polímerosSe hace una comparación de estos dos tipos de bombas para tratar de familiarizar alos ingenieros de procesos de polímeros con los problemas especiales en el bombeo delíquidos de alta viscosidad.

James M. McKelvey, Washington University, St. Louis, Mo.UT-S Maire, Luzera Corp, Charlotte, N. C.

Fritz Haupt, Maag Gear Whell Co., Ziirich, Suiza.

Muchas operaciones de procesamiento de polímerosincluyen bombear líquidos de alta viscosidad, por ejem-plo, para extraer polímeros fundidos de los reactores depolimerización, y polímeros en fusión y en solución de lashileras para producir fibras. Las altas viscosidades creanproblemas especiales que impiden el empleo de bombasconvencionales.

Para procesamiento de polímeros se suelen utilizardos tipos de bombas: de engranes y de tornillo. La pri-mera es de desplazamiento positivo y la segunda depen-de de la fricción viscosa para la conducción del líquido.

En este artículo se describen con cierto detalle las re-laciones de capacidad y las eficiencias de energía de am-bos tipos de bombas. Las bombas de tornillo, diseñadaspara máxima capacidad por revolución, tienen una efi-ciencia de energía de un 20 71, sin que importen las con-diciones de funcionamiento y el tamaño de la bomba.Por contraste, la eficiencia de energía de la bomba deengranes está en función de la viscosidad del líquido, ta-maño de la bomba y condiciones de funcionamiento; engeneral, disminuye cuando aumenta la viscosidad y au-menta cuando se incrementa la carga de presión. Segúnsean las condiciones específicas, puede ser mayor o me-nor que la de una bomba de tornillo de capacidad com-parable.

El factor que limita la capacidad en ambos tipos debombas puede ser el tamaño del orificio de entrada y laeficacia con la cual el líquido llena los espacios entre losdientes de los engranes o el canal del tornillo.

En las publicaciones técnicas’ aparecen muchos da-tos, teóricos y experimentales, del rendimiento de lasbombas de tornillo. La información disponible de lasbombas de engranes es principalmente para aplicacio-

nes con propulsión por líquido y aspectos del diseño me-cánico, ninguno de los cuales es muy importante parael ingeniero de procesos de polímeros.

Se trata de establecer comparaciones entre las bom-bas de engranes y de tornillo para procesamiento de po-límeros, de especial interés para el ingeniero de proceso,no para un diseñador de bombas o de sistemas de pro-pulsión con líquido. Por ello, se recalcan los siguientesaspectos del funcionamiento de las bombas.

w Eficiencia de energía, que determina el calenta-miento a que se somete el material cuando pasa por la

FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS DE ENGRANES Y DE TORNILLO 275

bomba y, por ende, el grado en que la bomba desperdi-cia energía. Debido a las altas viscosidades y a que mu-chos compuestos poliméricos son sensibles a las tempera-turas, la eficiencia de energía es una consideración im-portante.

w Características de descarga, o sea la relación entreel volumen de bombeo y la presión de descarga y cómolas alteran la viscosidad del líquido, velocidad y dimen-siones de la bomba.

w Resistencia a cambios bruscos. En muchos proce-sos con polímeros es esencial que la fusión 0 la soluciónde ellos se entregue a un aparato formador con un volu-men muy uniforme, sin que importen las variaciones enla temperatura del polímero fundido, presión y viscosi-dad del líquido que entra a la bomba o la resistencia alflujo corriente abajo de la bomba.

Mecanismos de las bombas

La figura 1 es una representación esquemática de losdos mecanismos para conducción de líquido. La bombade desplazamiento positivo tiene un pistón y cilindro, yel gasto volumétrico se obtiene al multiplicar la superfi-cie transversal del cilindro por la velocidad de avancedel pistón. La presión P* en el extremo del cilindro de-pende de la velocidad del pistón, la viscosidad del líqui-do y las dimensiones del tubo por el que circula ellíquido.

El mecanismo por fricción viscosa incluye dos placasparalelas separadas por una distancia H. La placa infe-rior es fija y la superior se mueve a velocidad Vconstan-te hacia la derecha. El espaciz entre las placas se llenacon un líquido que se adhiere a ambas. En el extremoderecho, el fluido fluye por un tubo.

En la bomba por fricción viscosa el líquido que estáen contacto con la placa superior se mueve hacia la dere-cha a la velocidad V, mientras que el líquido en contactocon la placa inferior está estacionario. Se supone que elflujo es laminar. Debido a la viscosidad, el líquido enmovimiento produce una fuerza de arrastre en las capascontiguas. El resultado es que se conduce el líquido ha-cia la derecha.

En esta bomba el flujo es más complicado porque lapresión P* en la entrada a la tubería no sólo ocasionaque el líquido se mueva a la derecha en el tubo, sino quetambién produce flujo inverso hacia la izquierda., En elcaso newtoniano isotérmico idealizado, el flujo por fric-ción o arrastre hacia la derecha produce el perfil 1 de ve-locidad lineal; el flujo a presión hacia la izquierdaproduce el perfil parabólico 2. El resultado de estos dosflujos produce el perfil 3.

Primero se debe hacer un somero estudio de las carac-terísticas de descarga de la bomba de desplazamientopositivo. Como se ilustra en la figura 2 el caudal volu-métrico de bombeo Q es independiente de P* y es direc-tamente proporcional con 2 velocidad V. Se indican dos

Fig. 1 Diagrama de una bomba de desplazamiento positivo (izquierda) y de arrastre por viscosidad (derecha)

276 APLICACIONES ESPECIALES

Fig. 2 Características de descarga de las bombas de desplazamiento positivo (izquierdo) y de arrastre viscoso(derecha)

características de la bomba con líneas horizontales, unaa la velocidad V, y la otra a VT.

El funcionamiento de la bomba también depende delas características del flujo por el tubo de descarga. Unlíquido no newtoniano genera una curva característicano lineal y convexa con relación al eje de presión, es de-cir, un aumento dado en la presión produce un aumentoproporcional mayor en el gasto. Estas curvas tambiénson muy sensibles a la viscosidad del líquido. Se indicandos características: una para viscosidad baja, rll y laotra para viscosidad alta, q2.

El punto de funcionamiento de la bomba es la inter-sección de la línea de característica de la bomba con lalínea del tubo. En el diagrama se indican cuatro puntosy muestran cómo influyen los cambios en la velocidad yla viscosidad del líquido en la bomba de desplazamientopositivo.

En la figura 2 se presenta un diagrama similar parauna bomba de tornillo o de arrastre por fricción. Las ca-racterísticas del tubo son las mismas; las de la bomba di-fieren mucho. Se verá que para una velocidad dada, lacaracterística de la bomba en vez de ser horizontal escóncava con relación al eje de presión y, además, estáen función de la viscosidad del líquido. Por ello, se de-ben mostrar dos características para cada velocidad:una para viscosidad 7, y la otra para viscosidad q2. Loscuatro puntos de funcionamiento indican cómo influyen

la velocidad de la bomba y la viscosidad del líquido ensu funcionamiento.

Capacidad de bombas y de las tuberías

La figura 3 es una representación esquemática de unabomba de tornillo. Consta de un cilindro o barril con untornillo giratorio de paletas helicoidales. El mecanismode arrastre por fricción ya citado, ocurre en el líquidocontenido en el espacio anular.

La mayor parte de las bombas de tornillo (Fig. 3) sonde tornillo sencillo, pero también se utilizan algunas dedoble tornillo. Según sea su diseño, principalmente enla forma en que accionan las paletas, sus característicasse pueden parecer a las de la bomba de desplazamientopositivo o a las de arrastre por fricción. En general, lasbombas de doble tornillo necesitan un propulsor máscomplicado. Por ello, a veces no son económicas en apli-caciones para bombeo de líquidos y es más probable quese empleen para mover mezclas de líquidos y sólidos.

En la figura 3 se muestran los principales parámetrosde diseño. Incluyen la longitud L, el diámetro D, la pro-fundidad H del canal y el ángulo de hélice 8. El rendi-miento de la bomba depende de esos factores de diseño,de las variables de funcionamiento, principalmente lavelocidad de rotación N del tornillo y las propiedades deflujo del material que se bombea.

Fig. 3 El movimiento helicoidal típico de la bomba de tornillo

FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS DE ENGRANES Y DE TORNILLO 277

Notación

D Diámetro del tornillo o engrane, inH Profundidad del canal en el tornillo, inL Longitud axial del tornillo, inN Frecuencia de rotación, rpmPS Presión de descarga de la bomba, psiQ Gasto volumétrico, in3/sW Anchura del engrane, inX Factor de escala, sin dimensionesC Calor específico, btu/(lb)(“F)

PIndice de flujo de líquidos, sin dimensionesPotencia total aplicada a la bomba, hp

P’ Potencia desperdiciada por la bomba, hp1y Capacidad de bomba de engranes, in”/sY Grado de corte, ss1E Eficiencia de energía de la bomba, sin

dimensiones

BViscosidad no newtoniana, (lb,)(s)/in2Angulo de hélice del tornillo, grados

Ir Viscosidad newtoniana, (lb,)(s)M

En las publicaciones técnicas aparecen amplios análi-sis aerodinámicos de las bombas de tornillo y la referen-cia 2 es una introducción a este tema. Aunque unanálisis completo sería de gran complejidad pues inclui-ría un flujo tridimensional, no isotérmico, no newtonia-no, es posible hacer algunas suposiciones para simplifi-carlo y producir un grupo de ecuaciones muy sencillasque dan una aproximación razonable para calcular elrendimiento de una bomba de tornillo.

La teoría simplificada de flujo indica que, dada unabomba de longitud L y diámetro D, hay un grupo de va-lores para Hy 0 que optimizarán la descarga por revolu-ción; se requiere que el ángulo 8 sea de 30’ y que laprofundidad H del canal se exprese con:

(1)

En estas condiciones la descarga por revolución se ex-presa con:

Q fi=z~2~-=N 12

Para el caso especial en que la relación L/D del torni-llo sea igual a 10, lo cual es un diseño razonable, el volu-men de bombeo, obtenido al combinar las ecuaciones(1) y (2) se expresa con

Q- = 14.86D3N (3)

En la ecuación (3), la cantidad (pNi/P*) está sin dimen-siones y si el diámetro D está en pulgadas, entonces la des-carga por revolución (Q/N) está en in3.

En la figura 3 aparecen datos interesantes de las bom-bas de tornillo. Primero, se indica que la capacidad debombeo por revolución se incrementa cuando aumenta

la viscosidad, y se reduce cuando sube la presión. Es laconsecuencia de mecanismo de arrastre por fricción enellas y del hecho de que hay una componente de flujo apresión dirigido en sentido inverso. Asimismo, en laecuación (3) se indica que cuando aumenta la velocidad,también aumenta la descarga por revolución. La capaci-dad es proporcional a la tercera potencia del diámetro,lo cual es una guía útil cuando se trata de aumentar losvalores.

Las bombas de engranes (Fig. 5) constan de engranesacoplados alojados en una carcasa; cuando se impulsaun engrane, éste mueve el correlativo. El acoplamientoentre los dientes aísla el lado de descarga a alta presióndel lado de succión a baja presión, y desplaza el líquidocontenido en la cavidad opuesta, con lo cual se tiene laacción de desplazamiento positivo.

Si la frecuencia de rotación de los engranes es Ny siu es el volumen total de líquido desplazado desde cadapar de engranes durante una revolución, entonces, lacapacidad se expresa con:

Q = 2vN (4)

Al considerar los aspectos geométricos, se verá que elvolumen desplazado aproximado se expresa con

v=;[Dz_D;]W=~[l-(%)2] ( 5 )

en donde W = anchura del engrane. Las ecuaciones (4)y (5) producen

Q=aN (6)en donde

La ecuación (6) indica que la capacidad de la bomba, enteoría, es independiente de factores como la viscosidad,presión y velocidad de la bomba.

Esta ecuación también permite establecer las relacio-nes de aumento de capacidad en las bombas de engra-nes. Considérese, por ejemplo, un incremento geomé-trico en donde, si X representa el factor de escala, todaslas dimensiones lineales de la bomba pequeña se aumen-tan por el factor X. Entonces:

D=XD’W=XW’ (7)D,=XD;

en donde los valores con prima son para la bomba pe-queña y los que no la tienen, para la bomba grande. Sise introducen estas relaciones en la ecuación (6) se tiene

a = x3al (8)

que muestra que la capacidad de las bombas de engra-nes aumentada en escala geométrica debe incrementarse

278 APLICACIONES ESPECIALES

Fig. 4 Los dientes de engranes acoplan en la

bomba de engranes

más o menos en proporción a la tercera potencia del fac-tor de escala.

Ej,mplo 1. Una instalación requiere la entrega de20 000 Ib/h de un líquido con densidad de 60 lblft3 yviscosidad de 5 000 poises contra una carga de 1 500 psi.Calcúlense: a) el tamaño de la bomba de tornillo y b) eltamaño de la bomba de engranes, que cumplan con losrequisitos, en el supuesto de que cualquiera de ellas fun-cionará entre 60 y 180 rpm.

Si G es el volumen de bombeo en lb/h, entonces el flu-jo volumétrico Q expresado en in3 se expresa con

17286Q=----=

(1728)(20 000)3 600~ (3600)(60)

= 1 6 0 in3/s ( 9 )

En la bomba de tornillo se busca una relación entreel diámetro D y la velocidad N que cumpla con el flujorequerido de 160 in3/s. Se aplica la ecuación (3) escritac o m o

D = [ &-$--)]“‘N-” (10)

D= 11.57N-0.5 (11)

La ecuación (ll) indica que la relación entre D y N setrazará como línea recta con una pendiente de -0.5 enpapel logarítmico (Fig. 5).

La relación entre D y N se utiliza también en la bom-ba de engranes y los factores de diseño de ella son:

W=D(D,/D) = 0.90

Se aplica la ecuación (6) escrita como:

(12)

por tanto:

La ecuación (13) indica que la relación entre D y N pro-ducirá una línea recta en el papel logarítmico; en estecaso, la pendiente es de -0.33.

En la figura 5 se ilustra también la curva de D versusN de la bomba de engranes. Con una gama de velocidadde 60 a 180 rpm, la capacidad requerida se puede lograrmejor con una bomba de diámetro pequeño en vez decon una de tornillo.

La elección de una velocidad de funcionamiento paracualquier tipo de bomba no es arbitraria. Aunque unabomba pequeña que trabaje a alta velocidad puede darla capacidad requerida,es posible que el orificio de en-trada sea demasiado pequeño y no permita la entrada dela cantidad necesaria del líquido. En la práctica, con lí-quidos muy viscosos, el volumen que pasa por el orificiode entrada puede ser lo que limite la capacidad de lab o m b a .

Al analizar el paso del líquido por el orificio de entra-da, se debe tener en consideración la naturaleza no new-toniana de los polímeros fundidos y en solución. En elsupuesto de que el líquido esté de acuerdo con la ley dela potencia, entonces su viscosidad TJ, está relacionadacon el grado de corte y, mediante:

en donde 11’ es la viscosidad en el estado normal, carac-terizada por el grado de corte yo normal; el exponenten es el índice de flujo del líquido; la cantidad de desvia-ción de n de la unidad es la medida de cuán no newto-niano es el líquido.

El gasto volumétrico Q aproximado de ese líquido enun tubo cónico con longitud L con una presión AP seindica con

Q= g$g$& + P)]“’ (15)

en donde

(16)

R, = radio del tubo en la parte superiorR* = radio del tubo en la parte inferiorp = densidad del líquido

En el caso especial en que el tubo no sea cónico, es de-cir, cuando B = 1, la función F = 1; y la ecuación (15)Se reduce a la conocida relación para flujo de fluidos entubos rectos.

Ej,mplo 2. La alimentación de líquido a una bombadebe ser con un tubo que tenga una altura de 19.7 in a

FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS DE ENGRANES Y DE TORNILLO 279

B o m b a de engranes6 -

2.0 3.0

N, rps

Fig. 5 Relación entre diámetro y velocidad

to rn i l lo

un volumen de 5 000 Ib/h (38.46 in’/s). El líquido tie-ne las siguientes propiedades:

q” = 10,000 p (a yo = 1 s-l) = 0.145 (lb,)(s)/in2n = 0.60

p = 1.00 g/cm3 = 62.4 lb/ft3

Calcúlese el diámetro requerido en el tubo de alimenta-ción para los siguientes casos:

a) tubo recto con alimentación por gravedadb) tubo recto con AP = 7.35 psic) tubo cónico (/3 = 8) con alimentación por gravedadd) tubo cónico (/? = 8) con AP = 7.35 psi

Los cálculos están basados en la ecuación (15). Parael tubo recto, F = 1.00. Para el tubo cónico con fi = 8,la ecuación (ll) da F = 0.0382. Se obtienen los siguien-tes resultados:

Caso p F AP (psi) Ro (in) R* (in)- - -

b1 1 0 5.01 5.011 1 7.35 2.10 2.108

d 80.0382 0 16.09 2.010.0382 7.35 6.76 0.84

Este ejemplo demuestra los beneficios de utilizar tubocónico y fuerza de presión positiva. En el caso d) en elque prevalecen estas condiciones, un orificio de entradade 0.087 in de radio permitirá el volumen de 5 000 lb/h,mientras que en el caso a) se necesita un orificio de 4.96in de radio.

Requisitos de potencia

La cantidad de trabajo útil de cualquier bomba es elproducto del gasto volumétrico Q y la carga de presiónP* contra la cual trabaja. Entonces, si p representa laentrada total de potencia mecánica a la bomba, entoncesla eficiencia de energía E es:

E=QP*P

La potencia desperdiciada es (1-&)/p y se consideracomo el calor aplicado al líquido cuando pasa por lab o m b a .

Ejemplo 3. Una bomba con una eficiencia de energía E,

mueve un líquido con densidad de 0.0361 lb/in3 y calorespecífico de 0.5 Btu/(lb)(“F) contra una carga de 1 500psi. lCuá1 es el aumento de temperatura del líquido silas pérdidas de calor de la bomba son insignificantes?

Si E, representa la energía aplicada al líquido desdela bomba, entonces:

E,=(l -E)P=

Cuando Q se expresa en in3/s y P* en psi, entonces E,tiene unidades de (lb,) (in)/s. Se utiliza el factor deconversión 1.07 x 1O-4 btu/(in)(lbJ para convertir E, aunidades térmicas:

E, = 1.07 x 10-h l - &( )7 Q-p*

Si E, representa la cantidad de absorción de calorpor el líquido, entonces:

E, = pCQAT

En el caso en que no haya pérdidas de calor en la bom-ba, o sea cuando haya aumento máximo de tempera-tura.

E, = E,

AT = 1.07 x 1O-4(+)($)

A T = 35.6”F

En las publicaciones3 se ha indicado que en unabomba de tornillo con la profundidad de canal H dadapor la ecuación (1) y con ángulo de hélice 8 = 30”, ladescarga por revolución será máxima y tendrá una eh-ciencia de energía de 0.20, independiente de la viscosi-dad del líquido y de la velocidad del tornillo. Esteresultado se basa en un análisis simplificado en que sesupone que el flujo es newtoniano y sólo se debe tomarcomo aproximación de primer orden.

La magnitud del efecto del calentamiento en las bom-bas de tornillo se puede ver en el ejemplo 3. Por supues-to, si la carga de presión es mayor a la señalada, no sepuede pasar por alto el efecto del calentamiento. Salvoque se tenga suficiente enfriamiento por transferencia,el aumento de temperatura será importante.

En el análisis de los requisitos de energía para lasbombas de engranes es conveniente desglosar el requisi-to total en dos partes como se indica con:

p = p’ + QP* C19)

280 APLICACIONES ESPECIALES

en donde p’ representa la potencia desperdiciada comocalor. Al combinar las ecuaciones (18) y (19) la elkien-cia de energía de cualquier bomba de engranes se puedeescribir como:

E = QP*p’ + QP*

(20)

No es posible derivar una expresión teórica de p’ quesea útil para este análisis. Se sabe, en general, que enuna bomba dada, la potencia disipada será mayor cuan-do aumenten la velocidad N, la viscosidad ~1 y el diáme-tro D de la bomba. Entonces, una expresión empíricapara p’ se puede escribir como:

p’ = KNApBDf (21)

en donde habrá que determinar, con experimentos, elcoeficiente K y los exponentes A, B y C.

Se han hecho mediciones experimentales de la poten-cia en una serie de bombas de engranes comerciales*, enuna serie de tamaños, velocidad de funcionamiento yviscosidades. Con esos datos, se han obtenido los si-guientes valores para los coeficientes y exponentes de laecuación (18):

K = 38.6 x 1O-4A = 1.2B = 0.62C = 2.67

En la ecuación (21) si N se expresa en rpm, D, en pul-gadas y p en (lbJ(s)/ir$,los valores de p’ serán en caba-llos de fuerza (hp).

*Las bombas Vacorex@ utilizadas en las pruebas las construyeronMaag Gear Wheel Co. y Luwa AG, de Zürich, Suiza. En EstadosUnidos las vende Luwa Corp., Charlolette, N. C.

Fig. 6 DiseAo especial de orificios de entrada en

una bomba experimental

Se verá por las ecuaciones (20) y (21) que la eficienciade la bomba de engranes se reduce cuando aumenta laviscosidad. Como la eficiencia de las bombas de tornilloes independiente de la viscosidad, cabe esperar que seprefieran las de engranes para líquidos de baja viscosi-dad y las de tornillo para los de alta viscosidad; pero, noes posible hacer generalizaciones tan amplias. Se sabeque la eficiencia de una bomba de tornillo será del 20%y que es independiente del tamaño y las condiciones defuncionamiento.

Ejemplo 4. Este ejemplo considera una aplicación enque se bombea un líquido con densidad de 62.4 lb/ft* yviscosidad de 10 000 poises iO. lbr (s)/in’)] contrauna carga de 1 500 psi a razón de 6 500 lb/h. El proble-ma es establecer los tamaños de la bomba de engranesy la de tornillo que cumplan con los requisitos de funcio-namiento siguientes:

Capacidad requeridade bombeo 6 500 lb/h (Q = 5 0 in’/s)

Carga de presión 1 500 psiViscosidad 10 000 poisesPresión en orificio de

entrada 1.5 psiDensidad del líquido 62.4 lb/ft” (P = 0.0361 lb/in’)

Primero se necesita determinar el diámetro D* delorificio de entrada con suficiente capacidad para mane-jar el caudal requerido. En el supuesto de que el líquidosea newtoniano, (n = 1) y que el tubo de entrada searecto (F = l), la ecuación (15) se reduce a:

8PQ 11/4

D* = ZR* = 2$APIL + P) (22)

Con esta ecuación se encuentra que el diámetro requeri-do para el orificio es de 3.1 in.

Ahora se determinan el tamaño y potencia requeridapara una bomba de tornillo y primero se estudia la posi-bilidad de utilizar una bomba de 4 in de diámetro. Lapregunta es icon este diámetro, qué velocidad del torni-llo se necesita para lograr la capacidad? La ecuación (3)se puede rearreglar para dar la siguiente expresión ex-plícita para la velocidad, N

N=.1 "p*[ 11/3

6.04D2 p (23)

La ecuación (23) indica que en una bomba de 4 in dediámetro, se necesita una velocidad de 46 rpm y, en unade 5 in, sería 120 rpm.

Para calcular la potencia necesaria para la bomba detornillo, se determina primero la potencia QP* para eltrabajo real:

QP* = (XF)( 1 500) = 75 000 (in)(lb)/s (ll.4 hp)

Si se tiene en cuenta que la eficiencia de energía es de0.2, la potencia total requerida para esa bomba se dacon:

p=QP*=11.4=57hpF 0.20

FUNCLONAMIENTO DE BOMBAS DE ENGRANES Y DE TORNILLO 281

Se debe tener en cuenta que la potencia calculada de 57hp no tiene en cuenta las pérdidas mecánicas en los re-ductores de engranes y otros mecanismos de la bomba,sino que es la potencia real que se debe aplicar en el ár-bol .

El siguiente paso es establecer el tamaño y potencia deuna bomba de engranes para el rendimiento necesario.Se supone que la bomba tendrá las siguientes caracterís-ticas de diseño:

Do(4D = 0.9

De acuerdo con la ecuación (6):

N= 2QTD 3[ 1 - (Do,‘D)2]

Para la bomba de engranes de 4 in se verá que se necesi-ta una velocidad de 157 y para la bomba de 5 in se nece-sitan 80 rpm; ésta es la mejor elección. Si D = 5 inentonces Do = 4.5 y la potencia requerida se calculacon la ecuación (2 1) y los parámetros antes mencionadospor las bombas Vacorex. Por tanto

p’ 1 ;;.4 ~p10-4(0.145)o~ô’(80)1~2(4.5)2~67

La potencia disipada es 12.4 hp, por lo que la eficienciade energía de la bomba se expresa con

QP 11.4’ = QP* + p’ = ll.4 + 12.4 = o’48

Diseño y funcionamiento del orificiode entrada

En el procesamiento de polímeros, la fuerza de la gra-vedad a veces es inadecuada para que las cavidades en-tre dientes de las bombas de engranes se llenen porcompleto con el líquido; si ocurre, la bomba trabajarácon poco líquido. Esto es más probable a altas velocida-des y con baja presión en el lado de entrada.

En las bombas de tornillo se encuentra un problemasemejante. Como se ilustra en la figura 3, se acostumbraque el canal para el tornillo sea más profundo en la zonadel orificio de entrada que en el frente del tornillo. Sepuede utilizar un diseño más o menos similar en lasbombas de engranes (Fig. 6). El lado de entrada en lacarcasa se construye para obtener un efecto de compre-sión. Las cuatro flechas indican la ubicación de las sali-das de presión.

En la figura 7 se ilustra el resultado de las medicionesde presión en cuatro lugares en la bomba experimental.Se hicieron a 3 velocidades con líquido con viscosidad de20 000 poises. La presión absoluta en el lado de succiónfue de 200 mm Hg en todas las mediciones.

Obsérvese primero la ligera disminución en la presiónentre las posiciones 1 y 2. Esta pequeña carga produceuna fuerza de impulsión que ayuda al flujo por grave-

mai:9IL i

6 -

5 -

4 -

3 -

2-

l-

o -1 2 3 4

Posición

Fig. 7 Elevación de presión en el orificio deentrada de la bomba experimental conlíquido de viscosidad de 20 000 poises

dad del líquido hasta los engranes. Entre las posiciones2 y 3 se ven los efectos de la compresión y entre las posi-ciones 3 y 4 el efecto de la compresión es muy pronun-ciado. A una velocidad de 200 rpm, se produce unapresión de alrededor de 5 atm en la posición 4 en dondela holgura entre la punta de los dientes y la carcasa esacero. A partir de este momento, la bomba funciona condesplazamiento constante.

En la figura 8 se indica el volumen de descarga segúnla velocidad en la bomba experimental al funcionar conlíquido de viscosidad de 25 000 a 30 000 poises. La líneasuperior indica la descarga teórica. Cuando la entradaestá a presión atmosférica, sólo hay una pequeña desvia-ción de la descarga teórica en toda la gama de velocidadhasta llegar a 120 rpm. La reducción de la presión deentrada a 200 mm Hg sólo produce una pequeña reduc-ción en la descarga. Sólo cuando se reduce todavía másla presión, hasta el grado en que el líquido hierve y for-ma espuma (15 mm Hg), ocurren pérdidas importantesen la descarga.

Las curvas de la figura 9 indican la importancia de lacompresión en la entrada. Se repitieron los experimen-tos de la figura 8 con la configuración del orificio de en-trada, de la figura 4. Con presiones en la entradainferior a la atmosférica, la eficiencia volumétrica deuna bomba que no tenga capacidad para compresión enel lado de succión se vuelve muy baja.

282 APLICACIONES ESPECIALES

N, rpmFig. 8 Volumen de bombeo versus velocidad en la

bomba experimental con compresión en elorificio de entrada

Otras consideraciones en el diseño

Hay que tener en cuenta que cuando las bombas detornillo funcionan con líquidos muy viscosos, tienen ca-pacidad casi ilimitada para aumentar la presión; las pre-siones mayores de 10 000 psi no ofrecen problemas muyserios para el diseño mecánico. Aparte de tener un cilin-dro y cabeza de suficiente resistencia física, la principallimitación está en la capacidad y duración del cojinetede empuje.

En las bombas de engranes la situación es un poco di-ferente. Con altas presiones de descarga, el eje de los en-granes se puede desviar de la configuración rectilínea yproducir mal funcionamiento. La presión de descarga

1 2

1 0

1

8 -5E

P = 15mm Hg:

N, rpm

Fig. 9 Volumen de bombeo versus velocidad en labomba experimental sin compresión en elorificio de entrada

está limitada además por la carga permisible en los coji-netes. Estos son los factores primarios que limitan la an-chura de los engranes.

Una característica mecánica específica en las bombasde engranes es la tolerancia tan precisa para el ajuste en-tre las caras de los engranes y los lados de la carcasa. Enotra forma, las fugas por este espacio producirán severasreducciones en la eficiencia volumétrica. Sin embargo,,con los métodos modernos de manufactura esas toleran-cias no constituyen un problema especial y las bombasde engranes funcionan con elevada eficiencia volumétri-ca. Se logra todavía mayor precisión en la manufacturade bombas para aceite de alta presión y alta velocidad.

Otro aspecto importante en las bombas de engraneses la lubricación de los cojinetes sin contaminar ellíquido de proceso.

Al comparar las bombas de engranes con las de torni-llo, también se debe tener en cuenta el tamaño. La bom-ba de engranes es muy compacta, que suele ser unaventaja para la distribución física del equipo. Además,la superficie del cilindro o barril de la bomba de engra-nes facilita el calentamiento y enfriamiento generalespor transferencia de calor, y se podría considerar comoun aparato para transferencia de calor adecuado para lí-quidos muy viscosos. Aunque también se pueden obte-ner cierto calentamiento y enfriamiento en una bombade engranes con camisas, el corto tiempo de permanen-cia en ella y la superficie limitada que está en contactocon el líquido, limitan el calentamiento o el enfriamien-to que se pueden producir.

Otra característica mecánica de las bombas de engra-nes que se debe tener en cuenta son las pulsaciones. Da-do que son de desplazamiento positivo, no tienencambios bruscos mientras no cambie la eficiencia volu-métrica que depende de las condiciones en el orificio dealimentación como se describió. Sin embargo, el acopla-miento entre los dientes de engranes produce un cambioperiódico en el volumen en la cavidad de salida. Si el en-grane tiene 12 dientes y gira a Nrpm, habrá 24 Npulsa-ciones por minuto. A las velocidades normales, habrá 10o 12 pulsaciones por segundo. Debido a la gran capaci-dad del sistema corriente abajo y la naturaleza viscoelás-tica de los líquidos que se bombean, se reduce lamagnitud de los impulsos de presión y no suelen ser se-rios en el procesamiento de polímeros.

Las bombas de tornillo también pueden tener pulsa-ciones. Con un tornillo sencillo, la frecuencia de las pul-saciones es igual a la frecuencia de rotación del mismoy no suelen ser motivo de preocupación. En las bombasde engranes, se puede reducir su magnitud con el em-pleo de engranes helicoidales en vez de dientes rectos.Otra ventaja de los engranes helicoidales es que se lim-pian por sí mismos en la raíz de los dientes, por la míni-ma holgura en el fondo, aunque también tienen algunasdesventajas. Por ejemplo, la hélice produce empujeaxial en los engranes.

Asimismo, hay que recordar que, para algunos mate-riales, en especial los que pueden producir reaccionesquímicas, el tiempo de permanencia en la bomba puedeser un factor importante. En las bombas de engranes yen las de tornillo habrá una distribución de los tiempos

FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS DE ENGRANES Y DE TORNILLO 283

de permanencia y algunas fracciones del líquido tarda-rán más que otras en avanzar a lo largo de la bomba.

Si se tiene en consideración el tiempo de permanenciaque se puede calcular al dividir el volumen total libre dela bomba, desde el orificio de entrada hasta la descarga,entre el gasto volumétrico, se verá que el tiempo de per-manencia en las bombas de tornillo es mayor que en lasde engranes en alrededor de un orden de magnitud. Ladiferencia puede ser un beneficio o un perjuicio, segúnsea la aplicación específica de la bomba.

Los autores

John M. McKelvey es catedráticode ingeniería química y director dela Escuela de Ingeniería y CienciasAplicadas en Washington Univer-sity, St. Louis, Mo. Ha tenido vastaexperiencia como consultor en latecnología de polímeros y ha publi-cado un libro acerca de ese tema.

Referencias

1. Tadmor, Z., and Klein, I., “Plasticating Extrusion,” Van Nostrand Reinholdco., 1970.

2. McKelvey, J M., “Polymer Processing,” Chap. 10, John Wiley & Sons,1962.

3. Ibid, p. 254.

Urs Maire es ingeniero de ventasde Luwa Corp. Antes fue ingenierode proyectos y procesos especializa-dos en polímeros en Luwa Corp. yen Luwa AG. Tiene título de inge-niero mecánico por la Universidadde Lucerna, Suiza.

Fritz Haupt es gerente técnicode la división de bombas de MaagGear Wheel Co. , , Zürich, Suiza. Esingeniero mecámco con gran expe-riencia en el diseño de engranes yacoplamiento para trabajo pesado.Después de algunos años, fue desig-nado jefe del departamento de in-v e s t i g a c i ó n y d e s a r r o l l o d e l a sbombas Maag.

Válvula de control versusbomba de velocidadvariableEn ciertas condiciones de operación, la válvula de control todavía tiene ventajaeconómica sobre la bomba de velocidad variable. En este artículo se presentan estascondiciones para seleccionar entre los dos sistemas.

Hans D. Baumann, H. D. Baumann Associates, Inc.

La electricidad para bombear los líquidos es un im-portante factor del consumo de energía en las plantas deprocesos químicos. Esto ha dado pábulo a recomenda-ciones de que las válvulas de control y las bombas conmotor de velocidad constante para regular el flujo o lapresión se sustituyan por bombas con velocidad va-

Este artículo está basado en un trabajo presentado antes de publi-carlo en Texas A & M University 1981, Instrumentation Symposiumfor the Process Industry.

riable. Se arguye para este cambio que la pérdida decarga ocasionada por la válvula de control desperdiciaráenergía.

La caída de presión en la válvulapuede ser menor

Se ha aceptado que una válvula de control debe redu-cir más de 1/3 parte de la presión de salida de una bom-ba con el máximo caudal de diseño.’ Esa selección debomba y válvula resulta un desperdicio. Cabe esperarque se haya persuadido a los ingenieros de instrumentosde asignar una menor caída de presión a las válvulas decontrol y permitir que los ingenieros de proceso, a suvez, seleccionen una bomba que tenga requisitos de car-ga bastante menores.*

29 de junto de 1981

VÁLVULA DE CONTROL VERSUS BOMBA DE VELOCIDAD VARIABLE 285

Caudal de diseño, 96

0 10 2 0 30 40 50 6 0 70 80 !Velocidad mhxima de bomba, %

Fig. 1 Características hidráulicas típicas de sistemacon bomba de una velocidad, con y sincarga estática

Características hidráulicas delos sistemas de bombeo

En la figura 1 se representan las características hi-dráulicas típicas de una bomba centrífuga de una veloci-

VBlvula = tamah tubo--

I 18 1 6 :

Cd = C,/d2

Fig. 2 Caída máxima de presión en v8lvulas decontrol con velocidad de 15 ft/s en la tubería

dad en dos sistemas diferentes de proceso. En el SistemaA, la presión de salida de la bomba varía al cuadradodel volumen debido a la resistencia de los tubos y los ac-cesorios; no interviene la presión estática como la oca-sionada por un cambio en la altitud o en la contrapresiónen el tanque. En el Sistema B, una presión constante enel sistema equivale al 30% de la carga máxima de labomba; desde ese momento, la carga requerida en la bom-ba aumenta al cuadrado del volumen de flujo.

Se supone que, con el volumen máximo de flujo de di-seño, las bombas seleccionadas funcionan cerca del pun-to de máxima eficiencia indicado en la figura 1. Lascargas de elevación de la bomba disminuyen cuando seaumenta el volumen de flujo, de acuerdo con la caracte-rística de las bombas centrífugas.

Por supuesto, la caída de presión que aceptan lasválvulas de control será máxima cuando el volumen ocaudal es de cerca del cero, es decir, del 100% de la car-ga o columna máxima de la bomba del Sistema A y del70% para el Sistema B. Con el caudal máximo de dise-ño, la caída de presión en la válvula se supone que essólo 6.5% de las cargas o columnas de la bomba.

Para determinar el tamaño de la válvula de control,no hay necesidad de asignar más de 3 a 10% de la co-lumna nominal de la bomba como caída de presión conel caudal de diseño. Esto supone que el ingeniero deproceso puede obtener bombas que se aproximen2 10% a los requisitos ideales. Se ha acostumbrado to-mar entre 25 % y 40 % de la carga o columna de la bom-ba como caída de presión para determinar el tamaño,porque se consideraba que una válvula de control no po-día funcionar bien con otra. Esto se justificaba en partepor las deficiencias en la capacidad de cierre y de flujode las válvulas de globo que se utilizaban. Los machoscon vástago deslizable también podrían tener inestabili-dad dinámica si la caída de presión tuviera una varia-ción muy rápida al aumentar su recorrido, es decir, conel caudal.

La disponibilidad de las válvulas rotatorias modernaspodrá evitar esas preocupaciones3. Es muy común en laindustria de las tuberías utilizar válvulas de bola de untamaño para caídas de presión de apenas 0.5 % de lapresión del sistema con el máximo caudal de diseño. Enla figura 2 se ilustra que las válvulas rotatorias típicasdel mismo tamaño que la tubería tienen caídas de pre-sión, cuando están abiertas del todo, del orden de 1 o 2psi. La abscisa de la figura 2 es el coeficiente de flujo porcada pulgada cuadrada de diámetro de la válvula; la zo-na de funcionamiento de la válvula rotatoria queda a laderecha de C, = 24.

Si se debe seleccionar una bomba que tenga una co-lumna mayor (por las limitaciones en los tamaños están-dar disponibles o por las tolerancias de manufactura dela bomba), la válvula de control estrangulará el excesode presión. El solo aumento de la capacidad de flujo enla válvula-de control no ahorrará energía en la bomba,siempre que ésta no sea de un tamaño pequeño.

El procedimiento correcto es seleccionar una bombacon suficiente carga o columna al caudal de diseño parasatisfacer los requisitos de carga estática y de pérdida enla tubería más, quizá, un factor de seguridad de 5 a 10 %

286 APLICACIONES ESPECIALES

Caudal de diseno, %

0 20 40 60 8 0 100Velocidad mhxima, %

Fig. 3 Curvas de característica de rendimiento para

impulsiones de velocidad variable

Luego, se debe seleccionar la válvula para que manejeel caudal de diseño con una caída de presión que no ex-ceda la mitad del factor de seguridad seleccionado.

Si no está disponible una bomba con la columna de-seada se puede probar con estas opciones: 1) cambiar lavelocidad de la bomba por medio de un impulsor de en-granes de velocidad fija, o 2) emplear dos o más bombasmás pequeñas en paralelo.

Bomba de velocidad variable

Una solución que, en apariencia, es atinada es utili-lzar un sistema de impulsión de velocidad variable paracambiar la velocidad de funcionamiento de la bomba afin de que concuerde con la del sistema (A o B), con locual se eliminarían la válvula de control y sus pérdidaspor estrangulación. Además de las pretendidas ventajasdel ahorro de energía, ese sistema reduciría el desgastede la bomba.

Sin embargo, si se examinan las características deoperación de las impulsiones de velocidad variable (queincluyen el rotor devanado, acoplamiento hidráulico,voltaje variable, corrientes parásitas y frecuencia modu-lar de la anchura de los impulsos), se notará una marca-da reducción en la eficiencia cuando se disminuye lavelocidad (Fig. 3). (La curva de eficiencia de Langfeldtes más alta que las otras’**). Aunque las impulsiones develocidad variable más modernas indican un mejora-miento general en la eficiencia total, ninguna funcionaa más de alrededor de 89% de eficiencia a la velocidadmáxima.*

Esta declinación en la eficiencia merece un estudiomás detenido cuando se comparan los ahorros reales deenergía entre la válvula de control y el sistema con bom-ba de velocidad variable. Otras desventajas de la impul-sión variable incluyen menor confiabilidad pues son

más complejos, exigen más mantenimiento, son de costomás alto, ejercen un efecto adverso sobre el factor de po-tencia, tienen ruido en las líneas de transmisión y unarespuesta más deficiente a la frecuencia.

Comparación económica

La potencia requerida en la bomba para un gasto ycolumna o carga dados se puede calcular con las siguien-tes ecuaciones:

Para una combinación de válvula y bomba:

Hp = (O.O005831Hf&)/N,

Para una bomba de velocidad variable:

Hp = (0.000583 lHQGr),‘N,,ND

(1)

(2)

en donde: G = densidad relativa, H = carga o colum-.i&na en psi, eficiencia de la impulsión de velocidad

variable, Np = eficiencia de la bomba y Q = gasto engalones por minuto (1 hp = 0.746 kW.)

En la figura 4 se ilustran los requisitos de potencia pa-ra una bomba centrífuga de velocidad constante, con elflujo controlado por una válvula, calculados con la ecua-ción (1). Se ha trazado que la potencia máxima requeri-da es de 100% con el caudal máximo de diseño.

La potencia requerida para la bomba de velocidad va-riable, sin válvula de control, se calcula con la ecuación(2) y las eficiencias correspondientes con la gráfica de lafigura 3.

La comparación revela que, con el flujo máximo dediseño, una válvula de control del tamaño correcto con-sumirá alrededor de 16% menos potencia de la bombaque una bomba de velocidad variable. Un sistema con

Fig. 4

120 kkí

110 1/d

\ f\

1nn. . Il- -f

‘-1 ‘\l Bomba de’velocidad

8 0

7 0

60

‘01:1 0 20 30 40 6 0 60 7 0 8 0 90 1 OO

Caudal de diseño. %

Potencia para bomba de velocidad variable

comparada con la de una de velocidad

constante con válvula

288 APLICACIONES ESPECIALES

diseño o que tienen presiones de carga estática de, cuan-do menos, 25% de la columna o carga de la bomba.

Por supuesto, cualquier mejoramiento en la eficienciade las impulsiones de velocidad variable altera esta rela-ción. De todos modos, en un sistema combinado, comouna válvula de control con una bomba de dos velocida-des, por ejemplo, podría ofrecer todavía más ahorros enla inversión de capital.

Para poder diseñar un sistema con bombeo el ingenie-ro debe:

H Tratar de seleccionar una bomba con una colum-na que coincida lo más cerca posible con la curva delsistema con el caudal de diseño.n Seleccionar una válvula rotatoria del tamaño de

la tubería que presente mínima resistencia cuando estáabierta por completo.

w Seleccionar una bomba de velocidad variablecuando la carga estática no es importante y cuando lacantidad promedio de líquido que se bombea es menor de2/3 partes del caudal máximo de diseño.

Cuando se diseña un sistema con mayor capacidadque la necesaria para prever futuros aumentos en la ca-pacidad, se debe tener en cuenta un cambio en el impul-sor de la bomba o un aumento en la velocidad de labomba con la adición de un impulsor por engranes o unmotor de velocidad más alta. Otra posibilidad seríaagregar una segunda bomba en paralelo.

Referencias

1. Langfeldt, M. K., “Economic Considerations of Variable Speed Drives,”ASME Paoer 80-PET-8 1.

2 . Baumann;H. D. , “H o w to Assign Pressure Drop Across Liquid ControlValves,” Proceedings of 29th Annual Symposium on Instrument Engineer-ing for the Process Industry, Texas A & M University, January 1974.

3. Baumann, H. D., A Case for Butterlly Valves in Throttling Applications,Inrhmcnt t3 Control Systcms, May 1979.

4. Papez, J, S., and Allis, L., “Consideration in the Application of VariableFrequency Drive for Pipelines,” ASME 80-PET-78.

5. Merritt, R., What’s Happening with Pumps?, Inrtrumcnf 63 Control Systems,September 1980.

Agradecimiento

Agradezco a 1. R. Driskell, ingeniero consultor dePittsburgh, Pa., sus útiles consejos para la preparaciónde este artículo.

El autorHans D. Baumann, presidente de

H. D Associates, Ix., 35 MironaRd., Potsmouth, NH03801, fue an-tes vicepresidente de tecnología enM a s o n e i l a n International, I n c . E sun experto reconocido en todo elmundo en válvulas de control, po-see más de 40 patentes en EstadosUnidos y ha publicado más de 50 ar-tículos. Recibió su título corno inge-n i e r o i n d u s t r i a l e n A l e m a n i a yefectuó estudios de postgrado enW e s t e r n R e s e r v e U n i v e r s i t y y e nNortheastern Institute.

Selección ybombas deflexible

aplicaciónimpulsor

Las bombas con impulsorJexible son rotatorias, de desplazamiento positivo ytienen algunas ventajas de las rotatorias de desplazamiento no positivo como lascentrzyugas y de las rotatorias de desphzamiento positiva como son las de engranes.

Murray G. McLean, ITT Jabsco ProductJ

Las bombas de impulsor flexible se pueden utilizarpara mover líquidos viscosos, que no se pueden manejarcon centrífugas, y líquidos con alto contenido de abrasi-‘vos que requieren superficies de contacto endurecidaspara los elementos rotatorios en la mayor parte de lasrotatorias de desplazamiento positivo. Se describirán losprincipios de funcionamiento, materiales de construc-ción, aplicaciones, limitaciones y se presentarán compa-raciones de costo entre las bombas de impulsor flexibley otros tipos. En la figura 1 aparece una vista en corte;en la figura 2 se ilustra en tipo diferente y se presentanlas especificaciones.

Principios de funcionamiento

El flexionarniento de los alabes del impulsor se controla,en parte, con una leva o excéntrica dentro de la carcasa,entre los orificios de entrada y descarga y mediante elespesor, material y configuración de los alabes. Cadaálabe empieza a flexionarse conforme sube por la excén-trica en el centro del orificio de descarga (Fig. 3) y se ex-tiende a toda su longitud cuando se separa de laexcéntrica después de pasar por el orificio de entrada. Elaumento en volumen entre dos álabes contiguos en elorificio de entrada, produce un vacío que hace que el,lí-quido circule hacia ese espacio más grande. La reduc-ción volumétrica en el orificio de descarga, a su vez,obliga al líquido a salir al tubo de descarga.

En la tabla 1 aparece una comparación de las caracte-rísticas de funcionamiento de las bombas de impulsorflexible, centrífugas y de engranes.

d e

Aplicabilidad general

Las bombas de impulsor flexible manejan muchos lí-quidos industriales, desde los ligeramente corrosivoshasta los muy ácidos o alcalinos y también los corrosivosque contienen sólidos suspendidos y aire arrastrado, lí-quidos con la viscosidad del agua y aquellos tan viscososque se necesita vibrar el recipiente para hacer que flu-yan.

Al contrario de la mayor parte de las bombas rotato-rias de desplazamiento positivo, las de impulsor flexiblemanejan líquidos con viscosidad menor de 50 SSU sinuna pérdida apreciable de vacío. Esto es porque los ála-

impulsor

Fig. 1 Corte de una bomba de impulsor flexible

20 de septiembre de 1982

290 APLICACIONES ESPECIALES

bes del impulsor siempre están en contacto con las su-perficies internas de la carcasa. Por contraste, en lasbombas con elementos rotatorios rígidos se requierecierta holgura entre los rotores y las superficies de la car-casa.

Se puede pensar en emplear estas bombas en aplica-ciones para transferencia, circulación y filtrado de másde 500 productos químicos diferentes, que incluyen lospoco corrosivos como el alcohol butílico o los altamentecorrosivos como cloruro férrico y ácido clorhídrico.

Estas bombas se emplean para galvanoplastía, plan-tas textiles, descarga y tratamiento de aguas negras,limpieza de metales, desincrustación de tubos de inter-cambiadores de calor, producción de fertilizantes, bom-beo de licores amoniacales y para materiales químicospara fotografía.

Limitaciones

En la selección y aplicación de estas bombas se debentener en cuenta las limitaciones en la presión. La cre-ciente flexión de los álabes cuando aumenta la presión,limita la presión máxima contra la cual puede trabajarla bomba. Aunque la flexión de los álabes permite el de-sahogo automático de la presión excesiva, limita a estasbombas a presiones en la tubería de unas 60 psi. Este ti-po de bomba se suele seleccionar para aplicaciones conpresiones bajas, menores a 30 psi (70 ft de agua).

Por su diseño, también se requiere el reemplazoperiódico del impulsor de álabes flexibles, pues hacencontacto continuo con las superficies internas de la cá-mara de bombeo y se flexionan todo el tiempo contrauna excéntrica o leva en la cámara. Esto, con el tiempo,desgasta los álabes.

Se aumenta la duración del impulsor cuando la bom-ba funciona a la mínima velocidad recomendada, puesla baja velocidad reduce el calor generado por fricciónen los álabes.

También se aumenta la duración del impulsor cuan-do los tubos son del tamaño para manejar líquidos visco-sos y si los álabes se lubrican con el líquido que se

-~Flujo Il 750 r p m , c a r g a 1 0 f t d e agua1 6 . 0 g p mTamaño del orificio 3/6 inImwlsor NeomnoSel lo del e je Neopreno con care

de acero inoxidable

Material y di8m. del eje Acero inoxidable 316,1/2 in

Tamafio labora x a n c h u r a x longitud) 313132 x 2-314 x 4.7/16 inPeso laorox.1 3 Ib

Fig. 2 Especificaciones de una bomba industrial

típica

Fig. 3 Flexión del impulsor flexible

bombea. Si se deja funcionar la bomba en seco, aunquesea unos pocos minutos, se reducirá mucho la duraciónde los álabes.

Sin embargo, aunque el impulsor esté muy dañado ysea necesario reemplazarlo, seguirá funcionando coneficiencia durante un tiempo considerable, con solo unapequeña disminución en el funcionamiento.

Autocebado

La flexión y enderezamiento constantes de los álabesdel impulsor produce un vacío intenso para tener auto-cebado instántaneo. Por ello, no es necesario instalarválvulas de retención para retener el líquido en los tu-bos de succión y descarga. En las bombas centrífugas yde engranes se utilizan a menudo válvulas especiales deese tipo para tener respuesta rápida de la bomba. Por elcontrario, una bomba autocebante que no requiere vál-vulas, tiene menos sitios en donde pueda haber fugas,lo cual es una gran ventaja cuando se manejan líquidosmuy corrosivos 0 costosos.

Se produce un vacío continuo de alrededor de 22 inHg cuando el impulsor flexible se lubrica con el líquidoque se maneja. Al arranque, si la bomba está seca, el va-cío permite una altura de aspiración de 5 a 15 ft deagua. Cuando hay líquido en el tubo de succión y en lacavidad del propulsor, hay bastante vacío para elevaragua desde 25 ft debajo de la bomba.

Arrastre de aire

Igual que las demás bombas autocebantes, la de im-pulsor flexible no tendrá cierre por aire cuando manejalíquidos con mucho contenido de aire o cuando expulsaalgunas “bocanadas” de aire. Mientras la bomba tengalubricación, producirá un alto vacío y mantendrá el ce-bado. La bomba también puede sacar pequeñas canti-dades de líquidos de los recipientes sin dificultad si setiene cuidado de evitar que trabaje en -co y se produzcadesgaste rápido de los álabes del impulsor. Una precau-ción típica para evitar el funcionamiento en seco es ins-talar un interruptor de vacío en el tubo de succión.

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS DE IMPULSOR FLEXIBLE 291

Líquidos con alto contenido de abrasivos

La falta de contacto de metal con metal o entre super-ficies duras, y el empleo de placas de desgaste, levas yplacas de tapa de acero inoxidable permiten que la bom-ba de impulsor flexible maneje abrasivos sin dificultad.Los álabes sufren deformación elástica y absorben laacción cortante de las partículas grandes y de los abrasi-vos finos como son los polvos metálicos. Entonces el des-gaste ocurre con más lentitud que en otras bombasrotatorias de desplazamiento positivo. La bomba de im-pulsor flexible no se dañará con facilidad si entran a latubería, por accidente, una tuerca o un tornillo peque-ños.

Cuando se manejan líquidos con partículas grandesen suspensión, se recomienda que la superficie de la ex-céntrica contra la cual se flexionan los álabes tenga ra-nuras que sirvan como tamiz para controlar el tamañode las partículas que entran al orificio (Fig. 1). El espa-cio entre ellas se determina de modo que todas las partí-culas de sólidos pasen con facilidad entre la cavidadentre dos álabes contiguos.

También se puede utilizar una rejilla correlativa parasoportar el impulsor cuando pasa por el orifkio. Este so-porte aumenta la duración del impulsor porque ayudaa controlar la cantidad de deformación de los álabescontra el orificio.

Desgaste y mantenimiento

Todas las bombas se desgastan cuando manejan líqui-dos que contienen abrasivos. Pero, las de impulsor flexi-ble tienen características para mantenimiento y repara-ción que minimizan el costo de las piezas gastadas porabrasión.

En estas bombas el impulsor flexible, levas, placas dedesgaste y tapas de extremo se reemplazan con facilidadcomo se ilustra en la figura 4. El impulsor tiene bajo cos-

Tabla I Comparación de tres tipos de bombas

característicade la bomba

Tipo de bomba

Impulsorf lex ib le Centrífuga Engranes

AutocebanteBombea Ilquidós viscososBomba liquidós con aire

arrastradoBombea Ilquidós con abrasivosAmplia gama de velocidadGama de presionesNecesita desahogo de presiónBajos par de arranque y hpBombeo en dos sentidosTabajo en seco más de

1 minutoEstrangulación de descarga

Servicio continuo

s í N oSi N o

s í N os í LimitadaSi NoBaja a alta BajaNormalmente no NoN o sísí N o

N o síLimitada Hasta casi

cierre totalC o n manteni- S ímiento periódico

Limitadosí

SíN oSiBaja a altaSiNosí

N o

to relativo (de 6 a 60 dólares) y se puede cambiar enunos cuantos minutos con un destornillador y una pinzay muchas veces es la única pieza que se reemplaza. Aun-que puede ser necesario reemplazar las levas y placas dedesgaste en un momento dado si es que se manejanabrasivos, una carcasa de bronce o de acero inoxidabledura, por lo general, de 5 a 10 años.

Estas bombas son fáciles de desarmar para inspeccióny limpieza periódicas de los componentes internos. Conaflojar cuatro o seis tornillos en la tapa del extremo, sepuede inspeccionar el impulsor (Fig. 2).

Las bombas equipadas con cojinetes de bolas (bale-ros) tienen lubricación permanente de fábrica. En lasbombas de plástico con cojinetes lisos éstos son de car-bón o del fluoroelastómero y no requieren más lubrica-ción que la aplicada por el líquido. Las bombas de bron-ce con cojinetes lisos (chumaceras) se lubrican con gra-seras.

r - Impulsor

Sello de cojinete -~

‘i

Eje-, ‘1\\ ‘\\ )

Sello de cojinete - 7\

r----- Cojinete de bolas - - - - - 7 ‘\>

- Camisa del

‘\1v / ‘II/ \\ ‘~-------Tapadelextremo

,’ ,’ 1 \,

Cubierta de cojinete -J ‘Sello - -’\-- Cubierta de sello L - Cuerpo

Fig. 4 Sección transversal de una bomba típica que muestra la accesibilidad de la cámara de bombeo

292 APLICACIONES ESPECIALES

90 r -Gama normal de-Gama normal defuncionamientofuncionamiento

*Or

60.-B; 50gm 40

3 0wm

al\ \

’ ’ ’ ’ 100 1 01 0 2 02 0 3030 4040 5 05 0 6060 7 07 0 8 08 0 9 09 0 100100 110110

Flujo, gpmFlujo, gpm

Fig. 5Fig. 5 Bomba con cojinete de bolas y orificios deBomba con cojinete de bolas y orificios de22 inin

Presión y flujo

La carga total (presiones de succión y descarga com-binadas) contra la cual trabaja la bomba cambiarásflgún las variaciones en la viscosidad del líquido. Cuan-do aumenta la viscosidad hay que disminuir la velocidadde la bomba para reducir la presión ocasionada por laspérdidas por fricción en las tuberías. En otra forma, labomba tratará de entregar líquido con más rapidez delo que pueden manejar los tubos de descarga. La contra-presión que se producirá alterará el rendimiento y sepueden dañar la bomba o el producto. Si la contrapre-sión es un tanto alta, se puede interrumpir el flujo.

En las figuras 5 y 6 se ilustran las características depresión contra el flujo de dos bombas, una para caudalhasta de 100 gpm y la otra para volumen muy bajo.

Para presiones mayores de 30 psi, la bomba debe te-ner álabes de impulsor gruesos. En la figura 7 se compa-ran las características de estos impulsores para altapresión con lo que tienen álabes para presiones menoresde 30 psi.

Sin embargo, los álabes gruesos, aunque se flexionanmenos con una presión dada, pueden sufrir esfuerzosmás grandes cuando se flexionan debajo de la leva. Paraminimizar los esfuerzos y el desgaste abrasivo, se reco-miendan impulsores para alta presión en bombas que

Flujo, gpm

Fig. 6 Bomba con cojinete de bolas y orificios de

114 in

funcionan a menos de 1 160 rpm. Además, con presio-nes menores de 25 psi se pueden emplear los álabes deespesor estándar porque tienen mayor duración.

En teoría, con cada revolución del impulsor el volu-men del líquido desplazado es equivalente a un anillocuyo volumen se determina por el espesor de la leva yla longitud del impulsor. Si se disminuye el espesor dela leva se reducen menos el flujo y la presión con unavelocidad dada. La leva estándar permite el máximo flu-jo posible con el impulsor estándar para alta presión.

Selección de la velocidad

La velocidad del impulsor debe concordar con la vis-cosidad del líquido. Una línea típica de bombas de im-pulsor flexible ofrece velocidades que van desde unascuantas hasta 5 000 rpm. Cuanto mayor sea el diámetrodel impulsor, menor debe ser la velocidad recomendadapara mantener un flujo suave. Además, con líquidosmuy viscosos se debe trabajar con bajas velocidades ycon líquidos pocos viscosos, como el agua, se necesitanvelocidad más altas (Tabla II). Para los líquidos muyviscosos, se debe seleccionara un impulsor que resista laflexión excesiva a presiones altas.

Tabla ll Hay que reducir la velocidad del impulsor flexible cuando aumenta la.viscosidad

Veloc. Veloc. Veloc. Veloc.

Viscosidad, bomba, Viscosidad, bomba, Viscosidad, bomba, Viscosidad, bomba,

ssu rpm mhx. ssu rpm mhx. ssu rpm máx. ssu rpm mhx.

50 1 750 700 1680 4000 1400 15000 787100 1750 800 1645 5000 1312 20000 700 t200 1750

900 1610 6000 1225. 30000 61 2 Emplear300 1750

1000 15757000 1 138 40000 5oo Impulsor

400 1750para alta

1500 1 540 8000 1050 50000 437 presión500 1750 2000 1 505 9 000 962 75000 298600 1715 3 000 1450 10000 875 100000 175 1

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS DE IMPULSOR FLEXIBLE 293

120 000110000 l

I100 000 Impulsor para

\

alta presión con

2 90000álabes gruesos

I“ò 8 0 0 0 0

9 7 0 0 0 0-p2 6 0 0 0 0

2 0 0 4 0 0 6 0 0 8 0 0 1 000 1 200 1 400Velocidad mhima, rpm

Fig. 7 Álabes más gruesos para alta viscosidad

Tamaño de las tuberías

Los líquidos viscosos fluyen con lentitud porque tien-den a pegarse en las paredes de los tubos y mangueras.Una bomba de impulsor flexible perderá capacidad depresión para contrarrestar la fricción aumentada en lostubos; por tanto, hay que aumentar el tamaño de los tu-bos conforme se incrementa la viscosidad.

Los tubos de succión y descarga deben ser de mayordiámetro que los orificios y ser lo más cortos que se pue-da para minimizar los efectos de la fricción por la mayorviscosidad del líquido. Cualesquiera cambios en el senti-do de la tubería deben ser graduales y no con codos de90’. Si la bomba no entrega la capacidad nominal a lavelocidad seleccionada de funcionamiento, se debe au-mentar el tamaño de los tubos, reducir la velocidad dela bomba o ambas cosas.

1000

900

8 0 0

6 0 0

Ii: 500j

4 0 0

.:

- M o t o b o m b a :

----- Sólo bomba de trabajo pesado, imontada en pedestal, eje concojinete de bolas :

:

::

:

:

1 l 1 l I 1 I I l l I1 0 2 0 3 0 4 0 5 0 6 0 7 0 8 0 90 100

Flujo, gpm

Fig. 8 Costo de algunas bombas con impulsor

flexible

La altura de aspiración requerida se incrementacuando aumenta la viscosidad del líquido, cuando todaslas demás variables son constantes. En la tabla III se in-

Tabla III Tamaño recomendado de tubos, in, para bomba de impulsor flexible para diversos flujos y

viscosidades

V i s c o s i d a d d e l l í q u i d o , SSUwm 500 800 1 000 1 500 2 000 3 000 5 000 10 000 15000 20000 3 0 0 0 0 4 0 0 0 0 5 0 0 0 0 7 5 0 0 0 1 0 0 0 0 0-1 7-z - - - - - - - - -% % 3% 3/a % 1 1% 1% 1% - 1 x1% 2 2

2 '/z % 3% 3% 3% 1 1 1% 1% 1% 1% 2 2 2 23 % x Ya 3% 1 1 1% 1x 1% 1% 2 2 2 2% 2%4 % % % 1 1 1 1% 1% 1% 2 2 2 2% 2% 2%5 3% 3/4 3% 1 1 1% 1% 1% 2 2 2 2 2% 2% 36 % % 1 1 1 1% 1% 1% 2 2 2 2% 2% 3 37 x 1 1 1 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 2% 2% 3 38 3% 1 1 1 1% 1% 1% 2 2 2 2% 2% 2% 3 39 % 1 1 1% 1% 1x 1% 2 2 2% 2% 2% 3 3 4

1 0 1 1 1 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 2% 2% 3 3 415 1% 1x 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 2% 3 3 3 4 420 1% 1% 1% 1% 1% 1% 2 2% 2% 3 3 3 4 4 42 5 1% 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 2% 3 3 4 4 4 43 0 1% 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 3 3 3 4 4 4 63 5 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 2% 3 3 4 4 4 4 64 0 1% 1% 1% 1% 2 2 2% 3 3 3 4 4 4 6 65 0 1% 1% 2 2 2 2% 2% 3 3 4 4 4 4 6 66 0 2 2 2 2 2 2% 2% 3 3 4 4 4 6 6 67 0 2 2 2 2 2% 2% 2% 3 4 4 4 6 6 6 68 0 2 2 2 2% 2% 2% 3 3 4 4 4 6 6, 6 690 2% 2% 2% 2% 2% 3 3 3 4 4 6 6 6 6 6

100 2% 2% 2% 2% 2% 3 3 4 4 4 6 6 6 6 6

294 APLICACIONES ESPECIALES

dican los tamaños sugeridos para los tubos y con una al-tura de aspiración máxima de 15 in Hg.

Debido al autocebado instantáneo y a la gran alturade aspiración, las bombas de impulsor flexible se instalancon facilidad en el espacio existente sin necesidad de cam-biar la tubería cuando sustituyen a una bomba de otrotipo. Por su elevada capacidad de flujo, estas bombasson más pequeñas y ligeras que otras utilizadas para lamisma aplicación.

Materiales de construcción

Los fabricantes tienen la información de los materia-les idóneos para productos químicos y condiciones defuncionamiento específicas. A continuación se presentauna descripción somera del rendimiento de los materia-les para carcasas, impulsores, levas, ejes, sellos y pro-pulsiones.

H Carcasas. Las carcasas de las bombas con impul-sor flexible se construyen con cuatro materiales básicos:acero inoxidable, bronce, hierro fundido y plásticos re-forzados. Se utilizan resinas termoendurecibles. Las re-sinas epoxi y fenólicas, reforzadas con fibra de vidrio ymoldeadas por compresión, ofrecen muy buenas propie-dades mecánicas, con resistencia a la corrosión igual osuperior a la del acero inoxidable.

Las carcasas de acero inoxidable y de bronce tienenlímites de temperatura mucho más altos que los de lossellos y el impulsor. Las fenólicas reforzadas sirven paraconducir líquidos hasta a 180’F; las epoxi reforzadasson para 200’F o más; el factor determinante es el límitede 180’F para el impulsor. Cuando el líquido que semaneja es ligeramente abrasivo, se prefiere la carcasametálica en vez de una de plástico. Para mover abrasi-vos finos en suspensión, se recomiendan el hierro fundi-do o el acero inoxidable.n Impulsores. Los impulsores se moldean con elas-

tómeros elásticos. El Neopreno, que es apto para tempe-raturas de 45 a 180°F, es el recomendado para casitodas las aplicaciones. Aunque el caucho de nitrilo no esadecuado, suele ser el que se selecciona; es útil paratemperaturas de 50 a 180’F y es más adecuado que elNeopreno para algunos aceites, emulsiones de aceites yciertos productos químicos.

También se pueden adquirir algunos elastómeros es-peciales. Por ejemplo, los fluoroelastómeros son exce-lentes para manejar ciertos productos químicos corrosi-vos, combustible diesel y disolventes; son útiles paratemperaturas de 60 a 180°F, pero tienen capacidad limi-tada de autocebado. Sólo se recomiendan para presioneshasta de 15 psi en servicio continuo. El poliuretano esútil para líquidos como los disolventes para limpieza ypegamentos clorados, entre 45 y 120°F. El caucho natu-ral se utiliza a menudo para algunos líquidos como aguasalada frígida, a temperaturas desde 27°F hata 120°F.

W Levas y ejes. La leva 0 excéntrica contra la cualse flexiona el impulsor puede ser de plástico o del mismomaterial que la carcasa de la bomba.

Los ejes (árboles) del impulsor suelen ser de un metalque puede ser el mismo que el de la carcasa. En algunasaplicaciones especiales se requieren metales raros para

el eje, como las aleaciones de titanio o la Hastelloy B.Además, un eje metálico puede tener una camisa deplástico para mover el impulsor en las bombas de plásti-co en aplicaciones en que no debe haber contacto del lí-quido con un metal.

w Sellos y transmisiones. Se utilizan tres tipos desellos mecánicos en el eje de una bomba para evitar lasfugas en la zona del impulsor. Los sellos de cara rotatoriason los de mayor resistencia a la corrosión y a los líqui-dos poco abrasivos; por lo general, se seleccionan parabombas de alta velocidad. Los materiales típicos de lossellos de cara rotatoria, como son el carbón o la cerámi-ca se utilizan también con sellos anulares (“0” ring) yjuntas de asientos de sello hechos de fluoroelastómeros.

Los sellos del tipo de pestaña de caucho de nitrilo o defluoroeslastómero se emplean para líquidos pegajosos ymuy viscosos, porque no se ablandan ni se ponen pega-josos.

El tercer tipo son los materiales para empaquetaduras, CO-

mo los anillos preformados de alta calidad, impregnadoscon grafito. Las empaquetaduras, por lo general, se se-leccionan porque ofrecen bajo costo, larga duración yfacilidad de servicio.n Transmisiones. Se utilizan muchos mecanismos

para conectar el eje del impulsor con el cubo del mismo.El conector puede ser de estrías, con cuña (chaveta),plano, eje ranurado y pasador o con agujeros y pasado-res. Los conectores de pasador son de materiales compa-tibles con el eje del impulsor.

En las bombas de impulsor flexible se pueden utilizarmotores de ca y CC, de combustión interna y embraguesmanual y electromagnético. Además, la bomba se puedeacoplar directamente con el motor para trabajar a unavelocidad o estar montada en un pedestal para propul-sión de velocidad variable con bandas.

No se recomienda transmisión de acoplamiento direc-to para motores de 1 750 rpm o más para manejar Iíqui-dos de viscosidad mayor que la del agua. La altavelocidad puede ocasionar cavitación cuando se mane-jan líquidos viscosos, que fluyen con lentitud por la tu-bería.

Comparación de costos

En la figura 8 se ilustra el costo aproximado de bom-bas típicas de impulsor flexible con capacidad hasta de100 gpm y de tres diferentes materiales de construcción.

Cuando se haga una comparación de costos de labomba de impulsor flexible con una centrífuga o de en-granes, se debe tener presente que el costo total reflejamucho más que la capacidad y los materiales deconstrucción. Se deben estudiar con cuidado los siguien-tes factores de costo para determinar el de la bomba.

1. Aunque una bomba centrífuga pequeña puedecostar menos que una de impulsor flexible de la mismacapacidad, quizá la centrífuga no pueda manejar laspresiones requeridas. Entonces, la centrífuga será máscostosa y grande que la de impulsor centrífugo.

2. El costo de una bomba de engranes de desplaza-miento positivo, pequeña, puede ser comparable con elde impulsor flexible, pero no será autocebante como se

SELECCIÓN Y APLICACIÓN DE BOMBAS DE IMPULSOR FLEXIBLE

requiere. Se pueden necesitar tuberías y accesorios espe- El autor

295

ciales para obtener la respuesta inherente instantánea,sin tubos especiales en la bomba de impulsor flexible.

3. Si entra a la tubería un cuerpo extraño, como uneslabón plano de una cadena, la bomba de impulsor fle-xible lo dejará pasar sin que ocurran daños; si ese obje-to entra a una bomba de engranes, la inutilizará. No esraro que haya entrada accidental de cuerpos extraños yse debe incluir en los cálculos el costo de filtros o colado-res especiales para proteger la bomba.

Mumay G. McLean es especialistaen Mercados, Industrial Products,de ITT Jabsco Products, 1485 DaleWay, Costa Mesa, Ca 92626. Coor-dina su trabajo con el de 16 ge-rentes d e c a m p o e n c a r g a d o s d eaplicaciones de bombas en EstadosUnidos, Canadá y Gran Bretaña.Tiene título de ingeniero aeronáuti-co del Curtiss-Wright TechnicalInstitute, de Glendale, Calif., y hatrabajado en de Havilland of Cana-da, Turbo Reserch, Ltd., y en A.V. Roe Canada, L t d .

Sección VUnidades m,otrices, sellos,empaquetaduras y tuberías

Selección de la unidad motriz de velocidad ajustableUnidad motriz con motor neumático para bombas pequeñasCorrección de fallas de sellos y cojinetes en bombas para procesoPor qué fallan los sellos mecánicosLocalización de fallas en sellos mecánicosSelección e instalación de sellos mecánicosSelección e instalación de empaquetaduras mecánicasDiseño de tuberías para las condiciones de succiónDiseño de tuberías para las condiciones de descarga

Selección de la unidadmotriz de velocidad ajustablc

Cinco tipos de unidades motrices de velocidad ajustable predominan en lasplantas de proceso.

ca de estado sólido. Está ganando uso cada uez más extenso porque ahorraenergía.

CC de estado sólido. La unidad motriz que es todavía la más común en laindustria en general.

Mecánica. La respuesta más sencilla en muchas operaciones que requierenvelocidad variable.

Electromecánica. La elección en algunos servicios es donde es crítico uncontrol preciso para cambio rápido de velocidad.

Fluida: Una unidad motriz muy resistente para manejar cargas grandes.Cada tipo tiene sus ventajas que lo hacen el más idóneo para una aplicaciónparticular. En este artículo se presentan orientaciones para seleccionar la unidadmotriz adecuada de velocidad ajustable para diferentes requisitos.

Thomas R.. Doll, Reliance Electric Co.

En las plantas de proceso se han adoptado nuevosconceptos para reducir el consumo de energía. Los cre-cientes costos de la energía, por ejemplo, han ocasiona-do que se dé mayor importancia a la eficiencia de lossistemas de unidades motrices.

En el pasado, el flujo de los líquidos de proceso, porlo general, se regulaba con estrangulación, en donde sehacía funcionar la bomba a su plena velocidad constantey se restringía el flujo con una válvula de control paravariarlo. Pero esto desperdicia energía.

9 de agosto de 1982

Muchas bombas centrífugas, compresores, soplado-res y ventiladores en las plantas de proceso tienen requi-sitos de carga con fluctuaciones, pero sus unidadesmotrices son de un tamaño adecuado para la máximademanda; aunque, como se indica en la figura 1, esa de-manda sólo ocurre durante una pequeña parte del tiem-po total de funcionamiento. El control del flujo con unaválvula, registros, aspas o acoplamientos deslizables escomo manejar un automóvil con el pedal del aceleradora fondo, y, luego, ir aplicando los frenos y oprimiendoa medras el pedal del embrague para regular la veloci-dad.

Los cuadros o bucles para control del proceso se con-trolan, cada vez más, con unidades motrices de veloci-dad ajustable, en especial las de ca de estado sólido, por-que ofrecen la capacidad de control del consumo deenergía en la máquina motriz como se indica en el re-cuadro de esta página y funcionan con seguridad en at-mósferas peligrosas. Además, pueden responder a unaserie de sensores que pueden cambiar su velocidad enproporción con las señales de los sensores producidaspor variables como son temperatura, presión, nivel,densidad o viscosidad.

Ti os básicos de unidades motrices deve ocidad ajustableP

Las unidades motrices de velocidad variable en lasplantas de proceso son muy amplias. Muchos tipos debombas (centrífugas, de desplazamiento positivo, detornillo, etc.) y ventiladores (enfriamiento de aire, to-rres de enfriamiento, calefacción y ventilación, etc.) asícomo mezcladoras, transportadores, secadoras, calan-

300 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

drias, trituradores, ciertos tipos de compresores y sopla-dores, agitadores y extruidores se impulsan a velocidadvariable con unidades motrices de velocidad ajustable.

Muchas de las unidades motrices de velocidad va-riable en las plantas de proceso son de menos de 500 hp.Dentro de este grupo hay cinco tipos principales: ca deestado sólido, CC de estado sólido, mecánicas, electrome-cánicas y fluidas.

Debido a que las unidades motrices de ca y CC alteranla velocidad de funcionamiento del motor primario, sonlas preferidas cuando el ahorro de energía es una consi-deración primordial. Sin embargo, los otros tipos deunidades motrices tienen cualidades que las hacen ade-cuadas para ciertas aplicaciones.

Las unidades motrices mecánicas con bandas (co-rreas), sencillas y poco costosas, tienen funcionamientosuave y pueden absorber cargas de choque considera-bles. Además, el mantenimiento es sencillo. Dentro deuna gama limitada, las bandas pueden funcionar con re-ducción continua. Como son ligeras de peso, se utilizancon frecuencia en equipo móvil como las revolvedorasde concreto (hormigoneras) portátiles.

En aplicaciones en donde se requieren cambios preci-sos y rápidos en la velocidad, son adecuados los embra-gues electromecánicos. Los mecanismos de control deellos son muy adaptables para entradas relacionadas conel proceso. Al variar el deslizamiento, las unidades mo-trices electromecánicas producen control indirecto dealgunas variables como son velocidad, posición y poten-c ia .

El motor eléctrico de rotor devanado es similar al deinducción de ca, excepto que el rotor tiene devanados

conectados con tres anillos colectores (deslizantes o ro-zantes). El control externo de la resistencia en los circui-tos de rotor y arillos colectores permite que el motorfuncione como unidad motriz de velocidad variable.Cuando se aumenta esa resistencia se reduce la veloci-dad del motor, porque la corriente enviada a través delos resistores se convierte en calor, que se disipa comopérdida por deslizamiento.

Los embragues de corriente parásita son los más co-munes en las unidades motrices electromagnéticas develocidad ajustable. Permiten un control preciso del par(torsión) y son de larga duración cuando son de acopla-miento directo, sin bandas.

Las unidades motrices hidroviscosas son ideales paraaplicaciones que deben ser de funcionamiento continuoy de alto caballaje. Pueden funcionar en lugares con

grandes variaciones de temperatura y en donde hay par-tículas abrasivas. Otra ventaja de dichas unidades hi-droviscosas y de todas las fluidas es su seguridadinherente. Debido a que el par se transmite por mediodel líquido, no hay piezas deslizables que produzcanchispas y el funcionamiento es muy suave.

Criterio del factor de carga

El procedimiento de selección de la unidad motrizideal en una aplicación particular es muy complejo. Nosólo se debe tener en cuenta la resistencia física, adapta-bilidad del control, eficiencia, costo inicial, duración útily ambiente, sino también el tipo de carga.

Muchas aplicaciones quedan en la categoría de parvariable, por ejemplo, las bombas centrífugas y los ven-

Las características de rendimiento y funcionamiento de las unidades de velocid’

Sistema Estado sólido Electromecánica

Tipo de unidad motriz Embrague de corriente Motor de rotor devana1Eléctrica, ca Eléctrica, CC parhita

Potencia máxima, hp 500+ 500+ 5ooi 500+Reducción máxima >lO:l I n f i n i t a 5:l I n f i n i t a

Regulación de velocidad, % 0.5 1 .o 3a5 2a5Eficiencia total*, t

Par constante 9 9 8 8Par var iable 8 8 5 5

Conf iab i l idad* 9 9 7 8Facilidad de mantenimiento* 9 9 7 7

Complejidad t t 10 8 7 7

Forma de control Cuadro abierto, operador Retroalimentación del C u a d r o c e r r a d o Cuadro cerrado, manui

remoto tacómetro, operador remoto

Características defuncionamiento

Mínimo mantenimiento;, gran Buena respuesta a baja Capacidad para par variable Estable hasta 50% de

eficiencia velocidad, ubicación precisa, velocidad nominal

mantenimiento moderado

Aplicaciones Donde el mantenimiento es Cuando se necesita gran Ventiladores Bombas grandes, altasdifícil y la energía muy control en amplia gama de cargas de inercia

c o s t o s a velocidad y las chispas noson peligrosas

* Escala de calificación: 10 = la mejor, 1 = la peor.t En unidades que no sean eléctricas, la eficiencia total incluye al motor de inducción.

tt Los números bajos son más deseables en esta categoría.

SELECCIÓN DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 301

El volumen de las bombas y ventiladores centrífugosestá en relación exponencial con el caballaje del motor.

La primera gráfica indica que la relación entre el flujoy la velocidad del motor es lineal; cuando se necesitamás flujo, se logrará con un aumento proporcional en lavelocidad del motor.

La segunda gráfica indica que la presión en la tuberíaaumenta en relación con el cuadrado de la velocidad delmotor. La tercera gráfica indica que la potencia requeri-da en el motor aumenta en relación con el cubo de la ve-locidad del motor.

Esta tabla demuestra la gran reducción en la potenciarequerida cuando disminuye el flujo. Por ejemplo, al re-ducir el flujo en 20 % baja en proporción la velocidad delmotor, pero la potencia requerida disminuye en 49%.

1 0 0 -

8 0 -

10 2 0 4 0 6 0 8 0 1 0 0

rpm, %

Velocidad, % Flujo, %

1 0 0 1 0 09 0 9 08 0 8 07 0 7 06 0 6 05 0 5 04 0 4 03 0 3 0

0 0 -

8 0 -

6 0 -

s 100

1 8 0

E

B6 0

.$ 4 062 2 0

0 2 0 4 0 6 0 8 0 1 0 0 0rpm, %

Cabal la jerequerido, %

1 0 07 3513 42 21 3

63

rpm, %

Fig. 1 Relación entre flujo y potencia: la clave para ahorrar energía

ajustable son la guía para seleccionar la unidad adecuada

MecBnica

Banda de caucho Cadena met6lic.a Bloques de madera

1 0 0 1 0 0 2 0

1O:l 6:l 12:l2a5 0 . 5 a 2 3a5

F lu ida

HidrodinBmica Hidroviscosa

500+ 500-k3:l 2O:l

3.5# 3

4 86 77 69 61 3

Neumático, manual, eléctrico, Manual, hidráulico,to rn i l l o Vern ie r to rn i l l o Vern ie r

47682

Torn i l l o Vern ie r

7 75 58 98 98 9

Manual o remoto con el Var iac ión mecán ica deángulo de tubo recolector distancia entre discos

Protección contra sobrecarga Compacta, sin proteccibn Gran protecc ión para B a j a e f i c i e n c i a a b a j a Transición suave en cambios

y a tascamien to para sobrecarga sobrecarga y atascamiento; velocidad; buena para de ve loc idadpar e levado cargas verticales altas

Transportadores, bombas Transportadores,vent i ladores y bombas

Tr i tu radoras , mezc ladoras Motores con engranes, Bombas para lodos,compresores, molinos de oleoductos y buques;bolas, transportadores, ventiladores y transportadoresquebradoras, separadores grandes

ttlos números bajos son mas deseables en esta categoría. # Regulación muy deficiente a bajas velocidades.

302 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

tiladores. El par aumenta por el cuadrado de la veloci-dad (véase la segunda gráfica de la Fig. 1). Las unidadesmotrices que se suelen seleccionar son mecánicas y eléc-tricas.

Los equipos como bombas de tornillo, bombas de lo-dos, transportadores y extruidores requieren par cons-tante en la unidad motriz para mantener una salida

constante. En estos casos, la selección es mucho máscompleja y se debe tener en cuenta la capacidad del mo-tor para poner en movimiento la elevada carga de fric-ción. Por lo general, se prefieren las unidades motriceseléctrica, fluida y electromecánica de deslizamiento paraeste tipo de carga.

Unidad motriz de ca de estado sólido

Ésta consta de un motor y controlador que procesa lacorriente de la línea de modo que se pueda variar la ve-locidad de rotación del eje del motor según los requisitosde funcionamiento.

Hay dos tipos básicos disponibles: de corriente alter-na y de corriente continua. En la actualidad el mayornúmero de unidades motrices en la industria total sonlas de CC. Hasta hace poco, los tipos de ca no eran com-petitivos en costo con los otros tipos, en particular los deCC debido a la compleja tecnología para variar la veloci-dad de un motor de ca. Pero los adelantos en los últimosaños han permitido importantes reducciones en los cos-tos y se renovó el interés por las unidades motrices deca (véase el recuadro siguiente).

Aunque los controladores de frecuencia variable soncomplejos, los motores de ca no lo son y esta sencillezbásica de los motores de ca hizo que los diseñadores pu-dieran mejorar el rendimiento de esos sistemas de con-tro l .

El motor de ca es más ligero, pequeño, fuerte, menoscostoso y se obtiene con más facilidad que los de CC. No

Ahorro de kilowatts

Gran parte del interés de las unidades motrices deca es por los grandes ahorros potenciales de energía.La razón es sencilla: hay más motores de ca parabombas, vetiladores, compresores, tansportadores,centrífugas, quebradoras y otros equipos quecualquier otro tipo de máquina motriz. La granmayoría de estos motores trabajan a su velocidadbase o constante, aunque no se necesite.

Al reducir la velocidad del motor durantr losperiodos de baja demanda, se pueden ahorrarcantidades considerables de energía. Aunque lasunidades motrices de CC también pueden ahorrarenergía, hay muchos menos motores de CC que de caen la industria de procesos; las unidades motrices deCC no son tan adecuadas para las numerosasaplicaciones en que se emplean las de ca. Estacapacidad de ahorro de energía es otra ventaja de laca sobre las unidades motrices mecánicas,electromecánicas y fluidas.

Casi todas las unidades motrices de ca de velocidadajustable funcionan con una eficiencia total dealrededor de 90% y en una gama de mediana hastaplena velocidad.

tiene escobillas ni conmutador que se gasten ni produz-can chispas. Además, las mejoras en la eficiencia en losúltimos años han hecho más deseables los motores de ca.Los pequeños funcionan con 90% o más de eficiencia ylos grandes con más del 96%.

Nueva generación de controladores de ca

Los adelantos en dichas unidades motrices de ca coin-cidieron con el perfeccionamiento de los interruptoresde estado sólido, en particular el rectificador controladode silicio (RCS o SCR, por sus siglas en inglés) quetodavía se utiliza en los equipos grandes. No obstante lobuenos que son los RCS convencionales, no han sido lasolución perfecta en los complejos circuitos de los con-troladores de ca (véase recuadro página 304. El proble-ma es que los RCS introducen complejidad adicional;una vez encendidos hay que apagarlos periódicamentecon lo que se conoce como circuito de conmutación.

Sin embargo, hace cinco o seis años, el perfecciona-miento de los controladores de ca tuvo un nuevo adelan-to. Se introdujo una nueva generación de controladoresbasados en transistores de potencia grandes (para 460V)en lugar de los RCS. Los transistores tienen la ventajade que no necesitan un voluminoso circuito de conmuta-ción. Por tanto, los nuevos controladores son más senci-llos y confiables, a la vez que más pequeños y menoscostosos que los basados en RCS.

Otro adelanto en los controladores de ca que ha sim-plificado los sistemas a base de RCS es el interruptor oconmutador por compuerta (GTO). Es un RCS pero seapaga con una señal negativa en la terminal de com-puerta, en lugar de necesitar un circuito de conmuta-ción para interrumpir el paso de las señales.

Dimensionamiento de loscontroladores de ca

El factor individual más importante para seleccionaruna unidad motriz de ca es la corriente máxima, paraservicio continuo o de corta duración, que debe mane-jar. Los elevados pares de arranque requieren corrientesmuy altas que pueden exceder la capacidad del controla-dor aunque según los cálculos matemáticos puedan sercapaces de manejar las necesidades de corriente para ve-locidad constante en la aplicación.

El aspecto clave que se debe conocer para determinarel tamaño de un controlador es la corriente a plena car-ga a la velocidad base, o sea la corriente necesaria para

SELECCIÓN DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 303

0 15 30 45 60

Frecuencia, Hz

Fig. 2 El controlador aplica volts y hertz enrelaciones específicas

el motor del tamaño correcto que funcione en las condi-ciones previstas de carga.

Cómo funcionan los controladores de ca

La mayor parte de los controladores de ca de estadosolido, con velocidad ajustable, empleados con motoresestándar de inducción producen frecuencia y voltaje va-riables para controlarlos. Se controla la frecuencia paravariar la velocidad del motor:

Velocidad a (K x Frecuencia)lN

en donde K = 120 y N = número de polos magnéticos.El voltaje se varía junto con la frecuencia de modo

que la densidad de flujo en el entrehierro entre el rotory, por lo tanto, el par producido por el motor se puedancontrolar

Par a <Dmkcnimo@ Pnlrehrerro a v”‘ts’Hertz

Rectif icador

En donde @c”rrlhrrr<> = densidad de flujo magnético.En el caso típico se mantiene una relación constante

entre voltaje (tensión) y frecuencia (volts por Hertz)(Fig. 2).

Los componentes básicos de estos controladores sonun convertidor de corriente, inversor de corriente, regu-lador de control y sección de referencia (Fig. 3). El con-vertidor convierte la ca de la línea en CC. El inversor decorriente invierte la CC a ca de voltaje y frecuencia va-riables. El regulador controla las funciones y respuestadel convertidor y el inversor. La sección de referencia esun potenciómetro e interruptor que envían al reguladorseñales para encender y apagar, y para indicar cuál esla velocidad requerida.

Tipos básicos de controladores

Hay tres tipos básicos de controladores de frecuenciaajustable hasta para 500 hp. En cada uno se utiliza unatécnica diferente para convertir la ca de la línea en CC y,luego, variar la CC para que sea más 0 menos igual quela ca. Cada uno tiene sus ventajas.

En la unidad motriz con inversor de entrada de voltajevariable (VVI), figura 4, se utiliza un rectificador contro-lado o rectificador con diodos y modulador en unidadesanalógicas, mejor conocido como chopper (que no se ilus-tra), para transformar el voltaje de entrada de ca en CC

de voltaje variable. La frecuencia de la salida se controlacon la conmutación en secuencia de los transistores o lostiristores en el inversor en seis pasos discretos para pro-ducir la salida con la forma de onda ilustrada. La co-rriente sigue al voltaje en una onda más o menossenoidal.

El controlador de VVI es el sistema regulador mássencillo entre los tres tipos de unidades motrices con fre-cuencia variable, aunque incluye la máxima cantidad decomponentes de filtro de CC, que consisten en un induc-tor de CC y capacitores (condensadores) de filtro que fil-tran el voltaje de entrada al inversor y almacenanenergía para uso temporal.

En la unidad motriz con inversor de entrada de la fuentede corriente (Courren-Source-In& CSI), figura 4, se uti-

I nversor Paso de potencia

Q Disyuntor

Po’Motor de ca P a r \,

Potenciómetropara velocidad

Controlador de Onvelocidad del motor off

ir’4

Sensor remoto

o señal de4a20mA

Fig. 3 El controlador de ca de frecuencia variable tiene cuatro componentes básicos

304 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

El interruptor inmóvil

Los componentes de estado sólido paraconmutación han dado origen a la enorme aceptaciónde las unidades motrices de ca y CC de velocidadajustable. La confiabilidad y eficiencia de estoscomponentes son esenciales para la conversión decorriente en las unidades. El grado deperfeccionamiento de esos componentes se hareflejado en las unidades motrices. Hoy en día, loscomponentes son mucho mejores que los de haceunos cuantos años.

A continuación se describen estos componentes ysu funcionamiento.

Transistores. Fueron los primeros dispositivos deestado sólido para conmutación y amplificación y losde empleo más sencillo. Tienen tres terminales: base,colector y emisor y la base controla la impedanciaentre las otras dos. El transistor conduce haciaadelante cuando la corriente en la base es lo bastantealta y se apaga cuando es muy baja (véase esquema).

Hasta hace poco, los transistores estaban limitados

los tiristores es que hay que apagarlos, pues serequiere en la compleja conmutación en loscontroladores de ca.

Rectificador controlado de silicio. El RCS es un tipo detiristor con tres terminales: ánodo, cátodo ycompuerta. Suele estar apagado hasta que se aplicaun pequeño voltaje de “gatillo” en la compuerta(véase esquema) y luego empieza a conducir haciaadelante. El problema es que una vez que seenciende el RCS no se puede apagar con una señalnegativa en la compuerta y sólo se apaga al cortar lacorriente para el ánodo. En la unidad motriz de CC

ocurre en forma automática cuando la ca de líneacambia de positiva a negativa. En la unidad motrizde ca se necesita conmutación forzada. Los RCS seemplean en unides motrices de CC y en las de ca demás de 20 hp.

Interruptor por compuerta. El GTO es similar al RCS,excepto que se puede apagar con una señal negativaen la terminal de compuerta. Se utilizan en unidadesmotrices de CC y ca de menos de 20 hp.

a las unidades motrices pequeñas de ca porque notenían capacidad para manejar la corriente en las demás de 5 hp. Ahora, con la aparición de lostransistores de 460 V, se han hecho realidad lasunidades motrices de ca transistorizadas, de altapotencia.

Tiristores. Un grupo de componentes de estadosólido que se encienden con la aplicación de voltaje ocorriente externos; al principio se emplearon enunidades motrices de CC y en las de ca de altocaballaje, pero se los ha ido reemplazando portransistores en los sistemas de ca. La limitación de Tiristor

Interruptor porcompuerta (GTO)

liza también un rectificador controlado, o rectificador

al disparo de los tiristores como se ilustra.

con diodos y chopper para convertir la ca en CC de poten-cial variable. La corriente detectada en los transforma-dores en la línea de ca es la base para variar elrectificador controlado. La sección de inversor producecorriente de frecuencia variable en seis pasos y el voltajesigue a la corriente, con crestas de conmutación debidas

La ventaja principal de la unidad motriz con CSI esque puede producir control completo de la corriente delmotor con lo que se tiene control completo del par. Sinembargo, esta característica de control de corriente ne-cesita un inductor de filtro grande y un regulador semi-complejo, por la dificultad de controlar el motor sólocon la corriente.

to en que la eficiencia de la unidad motriz es más crítica

de onda senoidal, se requieren pocos componentes. Sin

por la gran cantidad de potencia que debe manejar, lostres tipos citados de unidades motrices de frecuencia

embargo, las complejas formas de onda para conmuta-

ajustable tienen eficiencia bastante aproximada, del 85al 90% incluso el controlador y el motor.

ción en el inversor requieren el empleo del regulador demáxima complejidad en las unidades motrices descritasy las pérdidas por conmutación pueden ser elevadas.

Cada tipo de unidad motriz tiene ventajas específicas:n A velocidad máxima y con plena carga, el momen-

En la unidad motriz con inversor de modulación de an-chura de impulsor (Púlse- Width-Modulated, PWM) se utili-za un rectificador de diodos para producir un voltajeconstante de CC. Por ello el inversor controla el voltaje yla frecuencia. Para ello se varía la anchura y la frecuen-cia de los impulsos de salida de modo que el voltaje efi-caz sea o menos senoidal.

Debido a que el controlador de PWM le presenta elmotor una simulación muy aproximada de la potencia

w Las eficiencias de los tres tipos de unidades motri-ces pueden variar según el caballaje nominal y las condi-ciones de funcionamiento. Las unidades para altocaballaje tienen mayor eficiencia además de que funcio-nan más cerca de su capacidad nominal máxima de di-seño.

w Las pérdidas en el motor están en función de lacorriente de carga, que es la misma, sin que importe eltipo de unidad.n El controlador de CSI conserva mayor eficiencia

que los otros cuando se reduce la velocidad. Las pérdi-das por conmutación, que se relacionan con la conmuta-

SELECCl6N DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 305

Rect i f i cador V o l t a j e

cont ro lado Inversor (línea al 0Barra para CC va r iab le neutro)

- -Entrada + Formas de onda

de ca -f

c, - de VVI

Corriente 0

Entrada de voltaje variable DIVI) ( l ínea)

Rec t i f i cadorcont ro lado,- Barra para CI

1Inversor de fuente de corriente (CSI)

Corr iente( l ínea)

Rec t i f i cadorde d iodos Inversor

Barra para CC f i j a- -

Entrada o--+

-de ca *

C-- -

Modulación de anchura de impulsos (PWMI

V o l t a j e( l ínea a lneutro)

Formas deonda de PWM

V o l t a j e(línea1

Fig. 4 Tres tipos de controladores de frecuencia variable convierten la ca en CC y varían de modo diferente

la cc a ca

ción o apagado de los tiristores en el inversor y que sonun importante factor en las pérdidas totales en el contro-lador, varían en proporción con el par y la corriente.

Para regulación precisa de la velocidad

Cuando se combinan un controlador de estado sólidocon un motor sincrónico, de reluctancia o uno de ima-nes permanentes, se tiene velocidad controlada con una

1 6 0

1 4 0

1 2 0

1 0 0ran \L”IJI”II,

/’

/’80 -

60 - @ 0/’

*va ’40 - “/’

.’

11 110 6 12 18 2 4 3 0 3 6 4 2 4 8 5 4 6 0 6 6 72 84 90 96

Frecuenc ia de l cont ro lador , Hzll 11 11 (1 11 1

0 46 92,38184230 2763223684,4460

Vol ta je de l con t ro lador

Fig. 5 La señal de frecuencia del controlador

gobierna la velocidad del motor de ca

variación de menos de 0.5 % de la velocidad establecida.Las modificaciones al regulador del controlador la pue-den reducir a menos de 0.05 % para tener medición pre-cisa en operaciones críticas de control.

A más de la velocidad base

La velocidad de un motor de ca es proporcional a lafrecuencia de la señal enviada por el controlador: paracasi todas las aplicaciones entre los límites de 6 Hz alarranque hasta 60 Hz a la velocidad base. Aunque lasunidades motrices de ca pueden funcionar a más de lavelocidad base, sólo entregan caballaje constante en ese in-tervalo y el par se reduce conforme aumenta la veloci-dad (Fig. 5).

Más de un motor

Una ventaja de las unidades motrices de ca es en apli-caciones en donde más de un motor debe funcionar a lamisma velocidad o una proporcional con los demás. Losejemplos incluyen. unidades motrices de transportadorcon más de un motor, transportadores múltiples quedescargan uno en otro y máquinas llenadoras que, a lavez, llenan los recipientes y los mueven. Una sola uni-dad motriz de ca, siempre y cuando sea para la corrientemáxima demandada por los motores múltiples, los im-pulsará a todos a la misma velocidad y cada motor com-partirá la carga por igual.

Cuando hay que mantener las velocidades de dos mo-tores con una relación precisa, se utilizan unidades mo-trices de ca. Un ejemplo es un sistema mezclador de dosmateriales en una cantidad fíja. Para lograrlo, se impul-

306 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

san los dos motores con controladores separados, cuyassalidas de frecuencia se regulan por una referencia maes-tra de velocidad: ésta permite que un solo operador ten-ga hasta 12 motores en marcha a velocidades proporcio-nales entre sí.

Hacer retroadaptación

Una ventaja de los controladores de ca es la facilidadcon que se pueden instalar o retroadaptar en motoresexistentes para convertirlos al sistema de velocidad ajus-table. Esto permite reducir la velocidad del motor cuan-do no se requiere máxima potencia, lo cual ahorraenergía.

La unidad motriz de velocidad constante se sustituyepor un controlador que se acopla con un transductorque detecta alguna variable en el flujo, como la presióno la temperatura. El inversor controla la velocidad delmotor de acuerdo con las señales del transductor.

Unidades motrices de CC de estado sólido

Hay varias razones por las cuales predominan estasunidades de CC. Las hay para una gama muy amplia depotencias, desde fracciona1 hasta miles de caballos.Controlan la velocidad con precisión, desde el arranquehasta la máxima.

Los controladores electrónicos para los motores de CC

son sencillos y hay muchas opciones para aplicacionesespecializadas, como son frenaje dinámico y regenerati-VO, control de aceleración y deceleración, control preci-so del par, avance lento por etapas, control de tensióne inversión rápida. El conjunto de motor y controladora veces cuesta un poco más que otras unidades motrices0 sea el motor y una transmisión mecánica, electrome-

Rec t i f i cado r de po tenc iaI I

Ent rada decor r ien tet r i f ás i ca

L

Contro lador deve loc idad de l motor

Potenc iómet ro

La retroadaptación brinda muchos beneficios en zo-nas geográficas en donde el precio de la energía es muyalto y el equipo trabaja en forma constante. En una re-troadaptación para ventiladores en un sistema grandede bombeo, se convirtió un sistema de velocidad cons-tante a velocidad ajustable. El costo inicial de los doscontroladores, transductores y mano de obra de la con-versión fue de 130 000 dólares. Sin embargo, se calculóque se recuperaría en menos de un año con base en aho-rros de energía a razón de 6 centavos de dólar por kWh.

En otra aplicación, en una bomba centrífuga movidapor un motor de inducción de 100 hp y con la velocidadregulada con un embrague de corriente parásita, se hizola retroadaptación a un sistema de unidad motriz de es-tado sólido. El sistema que trabajaba 8 000 h/año con uncosto de energía de 7 centavos de dólares por kWh teníaun costo por ese concepto de 25 984 dólares. Cuando seinstaló el sistema de estado sólido, más eficiente, el costose redujo a $18 424laño.

tánica o fluida; pero, la gran adaptabilidad de las unida-des motrices de CC les dan gran utilidad.

Al contrario de las unidades motrices mecánicas, elec-tromecánica o fluida, la de CC varía la velocidad de sali-da porque modifica la velocidad del eje de la máquinamotriz. Otros sistemas de unidades motrices que sonbásicamente acoplamientos controlados entre el motor yla carga, no cambian la velocidad del eje del motor quesuele ser de ca de inducción, que sólo funciona a veloci-dad sincrónica. En esos casos, la velocidad se reduce alconvertir la energía en calor de desecho. Pero las unida-des motrices de estado sólido sólo consumen la energíarequerida para satisfacer la demanda y las pérdidas, y

Flu jo decor r ien te ’ \

Sensor remotoo seña l de4a20mA

de armadura

Tacómet rocon generador

Fig. 6 Diagrama del control de unidad motriz de CC de estado sólido de velocidad ajustable

SELECCI6N DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 307

son muy efectivas en costo cuando es importante aho-rrar energía.

Otra ventaja de estas unidades motrices es ladesconexión rápida entre el par de impulsión y la carga,lo cual es importante cuando hay que detener el funcio-namiento con rapidez.

Componentes y técnicas de control básicos

Las primeras unidades motrices de CC de velocidadvariable eran de gran tamaño e incluían el motor y unmotogenerador que producía el voltaje ajustable necesa-rio. Pero hace unos 25 años, la aparición del RCS o deltiristor lo cambió todo. El controlador consta ahora deuna unidad de potencia (rectificador), regulador (ampli-ficador de señal) y la sección de referencia o sea el con-trol por el operador (Fig. 6).

El rectificador, que puede tener hasta seis tiristores,convierte la ca y CC para el motor. Los controladores pa-ra motores de 5 hp o más pequeños suelen tener rectifi-cadores monofásicos de onda completa y en los motoresgrandes se emplean los trifásicos de onda completa.

El regulador controla el disparo de los tiristores y, portanto, la salida del rectificador.

Igual que en el sistema de ca, la sección de referenciaconsiste en un potenciómetro y un interruptor. El motorde CC tiene dos componentes básicos: el conjunto de ar-madura y conmutador y los campos. La armadura tienedevanados y gira para producir potencia mecánica;los devanados terminan en las barras o delgas de cobredel conmutador. La corriente se aplica a la armaduramediante escobillas (carbones) que apoyan contra elconmutador. Los campos también son devanados, peroestán montados dentro de la carcasa del motor y produ-cen flujo electromagnético en el pequeño entrehierroque hay entre los campos y la armadura.

El método básico para cambiar la velocidad del motores variar el voltaje aplicado a la armadura, que se cono-ce como control por armadura o voltaje. Conforme au-menta el voltaje de la armadura, también subirá lavelocidad, dentro de ciertos límites.

Limitaciones en las industrias de procesos

No obstante, las unidades motrices citadas tienen al-gunos inconvenientes en muchas de las industrias deprocesos químicos.

Primero, es difícil que los motores de CC sean a pruebade explosión; se puede hacer, pero se necesitan un blin-daje considerable y complejos duetos para el aire de en-friamiento o bien una carcasa o un alojamiento espe-ciales. El problema está en el punto de contacto entre lasescobillas y el conmutador en donde la CC entra a la ar-madura. Como las escobillas rotan a través de las barrasdel conmutador y hacen y rompen el contacto, ocurrenchispas. Esta es la zona que debe estar hermética a todoslos vapores en las inmediaciones.

Además, los motores de CC abiertos son sensibles a lasatmósferas corrosivas 0 con partículas. Los materialescorrosivos, como los halógenos y sulfuros atacan la su-perficie del conmutador, la pican y así no pueden pasar

Fig. 7 Motor de 3 hp acoplado a una unidad motrizcon control modular de CC para moverun alambre en un baAo de galvanización

la corriente. Las partículas de polvo de sílice u otrosabrasivos se enclavan en las escobillas y rayan el conmJ-tador.

La zona de escobillas y conmutador es la que ocasionamás problemas de mantenimiento. Cuando la corrientepasa entre las escobillas y la armadura, se forma una pe-lícula dura de óxido en el conmutador que puede ser útilo perjudicial. Mientras no se mueve, minimiza el desgas-te de las delgas de cobre blando del conmutador. Perocuando hay arranques y sobrecargas frecuentes y ataquepor productos corrosivos, la película se deshace en esca-mas que se enclavan en las escobillas; entonces, la pe-lícula se vuelve un abrasivo que raya el conmutador. Laprofundidad de las rayaduras puede ser desde una “ros-ca” ligera hasta ranuras profundas y para eliminarlashay que tornear el conmutador.

Hay disponibles sistemas de vigilancia de escobillaspara muchos motores de CC, que eliminan las conjeturasen cuanto al mantenimiento porque generan una señalcuando se ha gastado el 85% de las escobillas.

Regulación precisa de la velocidad

Con las unidades motrices de CC de velocidad ajusta-ble, se puede mantener la velocidad muy cerca de un va-lor establecido. Con un voltaje dado, el cual es propor-cional a la velocidad, aplicado a la armadura y con todala corriente de campos, el motor mantendrá alrededor del95 % de la velocidad establecida (5 % de caída) si la cargasobre el eje varía alrededor de 5 a 100 ‘$ Esta caída sepuede disminuir con la retroalimentación del voltaje dearmadura y si se conecta con el regulador, la regulaciónde velocidad se puede mantener a alrededor del 99% delvalor establecido (1% de caída).

Para regulación muy precisa de la velocidad, se utili-zan tacómetros con generador, que se montan en el eje

308 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERiAS

del motor y generan un voltaje proporcional a la veloci- la nominal o base, mediante la reducción del flujo dedad. Cuando esta señal se aplica al regulador, la caída campos. El funcionamiento a más de la velocidad basede velocidad se puede mantener a 0.1%. La retroali- es con caballaje constante, con par decreciente en pro-mentación desde el tacómetro también permite que las porción, pero puede llegar hasta al 400 % de la velocidadunidades motrices de CC trabajen con suavidad a l/lOO base. Además, se pueden proyectar para controlar tantode la velocidad nominal. la velocidad como el par (torsión).

El costo de la retroalimentación del tacómetro es queequivale a una pequeña pérdida de eficiencia del motor,pues en realidad es un generador pequeño que produceuna señal proporcional a la velocidad del motor. Debi-do a que se impulsa con el motor, también equivale auna demanda integrada, aunque sea pequeña.

La mayor parte de las unidades motrices de CC puedentrabajar a velocidades muy bajas con excelente seguimien-to de la velocidad establecida. Sin embargo, la mayorparte de ellas tienen ventiladores internos montados enel eje. Si se requiere funcionamiento con alto par y altacorriente a bajas velocidades, de menos del 60% de lanominal, se puede necesitar otro ventilador para que nose sobrecaliente el motor.

Las aplicaciones incluyen accionamiento de extruido-res, máquinas trefiladoras y embutidoras, revestidoras,laminadoras, bobinadoras y otro equipo que debe sersensible a las limitaciones por tensión o viscosidad(Fig. 7). En estos casos, los controladores se diseñan pa-ra regular la corriente de armadura, que es proporcionalal par. Se suelen acoplar con transductores de tensión ode presión que vigilan el parámetro del proceso que secontrola.

Economía y energía

Adaptabilidad excepcional

Como se mencionó, las unidades motrices de CC pue-den efectuar muchas funciones que no tienen otras uni-dades de velocidad variable; ésta es una de las razonesde su empleo tan extenso.

Las unidades motrices de CC se pueden invertir o ac-cionar en reversa con rapidez, cosa que no ocurre conmuchas de las mecánicas, electromecánicas, fluidas o deca. Además, cuando se utilizan ciertos tipos de controla-dores, el motor se puede convertir en generador para ac-tuar con freno dinámico (la potencia se disipa en unaserie de resistores) o regenerativo (se devuelve la poten-cia a la línea de corriente) para cargas de elevada iner-cia, como en las centrífugas.

Las unidades motrices de CC de una potencia dada tie-nen un costo inicial algo mayor que el de un motor deinducción acoplado con una unidad motriz mecánica,fluida o electromecánica. Esto se debe a que los contro-les requeridos para regular la velocidad del motor de CCson más complejos que con las otras unidades motrices,aunque ninguna de ellas puede alterar la velocidad de lamáquina motriz. Esta función fue exclusiva de las uni-dades motrices de CC y, desde hace poco tiempo, de lasde ca de velocidad ajustable. Los acoplamientos de lasotras unidades motrices varían la velocidad de salida,pero a expensas de la corriente para convertir la energíamecánica en calor.

Estas unidades motrices pueden funcionar en su ga-ma de velocidad nominal con un par constante. Pero, enciertos casos, pueden trabajar a una velocidad mayor a

Los controladores de CC funcionan con una eficienciaaproximada de 98% y la del motor es entre 87 y 90%.Con ello la eficiencia total típica es de 86%) que es mu-cho mejor que en los otros tipos de unidades motricescuando hay que trabajar por mucho tiempo a velocidadreducida. En muchos casos, por ejemplo, en secadores,extruidores y bombas, la unidad motriz de CC es más ba-rata, a la larga que las de los otros tipos.

Transmisiones mecánicas

Las transmisiones mecánicas de velocidad variableson las más sencillas, menos costosas y anti‘guas para va-riar la velocidad entre un eje o árbol iapttlsor y un ejeimpulsado. Suelen ser ligeras de peso, eficientes y demantenimiento fácil. La mayor parte funcionan me-diante la conversión de velocidad en par motor (torsión)es decir, cuando se reduce la velocidad aumenta el par.Algunas pueden aumentar la velocidad del eje de salidapor medio de poleas, engranes, etc., hasta una más altaque la del motor, pero sólo con reducción del par.

La eficiencia de las transmisiones mecánicas dependeen general de la cantidad de pérdidas entálpicas inter-nas, como la fricción y no por el deslizamiento entre uncomponente y otro.

Las ventajas principales de estas transmisiones son lasencillez, facilidad de mantenimiento y bajo costo; susdesventajas son que requieren cierto grado de manteni-

miento y que no pueden desacoplar la carga con rapi-dez.

Hay cuatro tipos básicos en uso: bandas (correas),cadenas, bloques de madera y tracción. Los tres prime-ros son similares porque hay una banda continua (quepuede ser de tela ahulada, una cadena o bandas con blo-ques de madera) que transmiten la potencia de una po-lea ajustable a otra. El tipo de tracción es más recientey transmite el par entre una serie de conos, discos o esfe-ras que están en contacto estrecho.

Bandas: ligeras, fuertes, de fácil servicio

La transmisión con bandas está basada en un par depoleas ajustables y una banda de tejido compuesto concaucho que se mueve entre ellas. Las poleas se puedenabrir o cerrar en sentido axial para cambiar el paso efec-

SELECCION DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 309

ajustableFig. 8 La reducción con las bandas depende de las

aberturas relativas de las poleas

tivo al cual la banda toca las poleas (Fig. 8). La relaciónde transmisión depende del grado en que se abra unapolea por comparación con la otra. En algunos casos,sólo la polea impulsora es ajustable y la impulsada tienepaso fijo; en otros casos, ambas son ajustables.

La velocidad se puede variar con un mecanismo detornillo Vernier, eléctrico 0 manual, para mover las mi-tades de la polea hacia dentro o afuera (Fig. 9). Tam-bién hay mecanismos mecánicos y neumáticos para esedesplazamiento.

Las bandas son para aplicaciones con par bajo o mo-derado y hasta 100 hp; para potencias más altas se em-plean bandas dobles. La reducción puede ser hasta de10: 1. La velocidad máxima típica, sin reductor por en-granes, es de 4 000 rpm. Muchas unidades motrices in-cluyen un motor de inducción de ca, reductor por banday un reductor de engranes de paso fijo, que permiten el

m ,Tornillo Vernier

‘olea

/I Motor de ca

Fig. 9 La velocidad de la transmisión mec8nica sepuede cambiar con un tornillo Vernier

funcionamiento de la banda en una gama óptima de ve-locidad para cumplir los requisitos de velocidad de sali-da y potencia.

La eficiencia de las bandas es muy alta y puede llegaral 95 % . Ofrecen buena protección contra sobrecarga y“ahogo” porque la banda patinará al someterla a unafuerte sobrecarga, lo cual evita daños al motor y da gransuavidad de funcionamiento. Las bandas no tienen con-trol preciso de la velocidad y la exactitud puede variaren 5%.

Las bandas se seleccionan por su peso ligero, toleran-cia a los choques y facilidad de servicio en equipo comotransportadores, revolvedoras portátiles y equipos mo-vibles.

Nuevos sistemas de bandas

Aunque las transmisiones con bandas de velocidadajustable son las más antiguas que existen, no se ha es-tancado su perfeccionamiento. Las bandas han sidosiempre el factor crítico. En la actualidad, los nuevosmateriales y técnicas para reforzamiento permiten tenersistemas con una sola banda de tela y compuesto decaucho para 50 hp y sistemas con bandas dobles para100 hp.

Hay también un nuevo diseño que prolonga mucho laduración de las bandas, en el cual se utiliza una leva de-tectora del par en la polea de velocidad variable paraproducir sólo el par necesario para acelerar la carga ymantener la banda contra las poleas. Estas transmisio-nes están disponibles hasta para 50 hp y se utilizan paraventiladores.

Transmisiones con cadena,para un par elevado

Los principios de las transmisiones con cadena son si-milares a la de banda, pero se emplean uno de dos tiposde cadenas. Un tipo de cadena tiene secciones laminadas

La polea cónica

,ranurada acopla con los

dientes de la cadena

Fig. 10 Los dientes autoformables de la cadenaimpulsan la polea movible

310 UNIDADES, MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

La polea cónica lisa

Fig. ll Los pasadores alargados de la cadena tocancon las poleas

y cada eslabón consta de cierto número de laminillas, la-minadas en el sentido de avance, entre las cuales se des-liza en sentido transversal un grupo de listones de aceroendurecido, que hacen contacto con la polea movible(Fig. 10). El otro tipo de cadena es similar a la utilizadacon catarinas, excepto que tiene pasadores alargados pa-ra hacer contacto con las poleas (Fig. 11).

La capacidad de la transmisión con cadena dependede la relación de reducción; cuando mayor es la rela-ción, menor es la capacidad. Para reducciones muy ele-vadas, los fabricantes ‘tienen curvas para reducir o“despotenciar” el par y la potencia.

Las cadenas pueden durar mucho más cuando se uti-lizan con cargas suaves, pueden transmitir pares muchomás alto y controlar mejor la velocidad que las bandas.Además, la transmisión con cadena puede ser más pe-queña que una con bandas de potencia comparable.

Las cadenas no tienen protección contra cargas dechoque y sólo son adecuadas para baja velocidad. Eldeslizamiento excesivo puede destruir los bordes de loslistones laterales. Además, cuestan alrededor de un50% más.

Las aplicaciones incluyen transportadores permanen-tes, molinos de tambor y otras cargas que se caracteri-zan por un par elevado, largos ciclos de trabajo y muypoco juego muerto.

Bloques de madera, para servicio pesado

Las transmisiones con bloques de madera, igual quelas de banda, son de las más antiguas para velocidad

Tornillo de ajuste convolante o actuador remoto

“Banda con los

Poleas de diámetro ajustable

Fig. 12 La transmisión con bloques de maderatransmite el par

ajustable. Tienen semejanza física con las de banda por-que una tira continua movible transmite el par entre lapolea impulsora y la impulsada. Para variar la veloci-dad, se hace un ajuste axial de las poleas para modificarel punto de contacto de los bloques; en muchos casos,ambas poleas son ajustables.

Las transmisiones con bloques de madera han subsis-tido aunque haya mecanismos más modernos y veloces,porque son muy fuertes, pueden soportar sobrecargasextremosas y proteger la máquina motriz.

La sección propulsora es una hilera de bloques de ma-dera rectangulares, transversales con extremos forradoscon cuero. Se atornillan en una banda tejida con espacioentre los bloques para permitir la flexión (Fig. 12). Amenudo funcionan durante años en condiciones de mu-cho juego muerto, sobrecargas, cargas de choque e in-cluso en atmósferas abrasivas. Son de fácil instalaciónen sentido horizontal o vertical. Sus principales limita-ciones son su voluminosidad y baja velocidad de entra-da, de menos de 500 rpm, que requiere instalar unreductor de engranes entre el motor y la transmisión.

Las aplicaciones incluyen trituradoras y quebradorasy otros aparatos que se pueden atascar o estar sometidosa cargas de choque intensas y frecuentes y que necesitanun elevado par de arranque, como las mezcladoras depinturas.

1 / l

Unidades motrices electromecanlcas condeslizamiento

Otras técnicas para variar la velocidad de un mo- principios electromagnéticos para variar el grado detor sono el embrague electromecánico y el motor de deslizamiento entre la unidad y el componente impul-rotor devanado, en los cuales se emplean uno de dos sado (Fig. 13).

SELECCIÓN DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 311

Componente de salidade velocidad variable

‘ \ \Componente de entrada \ ,de velocidad constante ‘t

\\

‘1Imán’

Fig. 13 Los embragues ekktricos tienen camposmagnéticos 0 eléctricos para transferir

el par

Al contrario de las transmisiones con banda o cadena,los embragues eléctricos no aumentan el par (torsión)cuando se reduce la velocidad. Su precio es más o menosigual que el de las mecánicas más costosas.

Control de velocidad precisoy de cambio rápido

Los embragues eléctricos tienen la ventaja de un cam-bio rápido en la reducción (algunos tienen velocidadesde 1 600 ciclos/min), desde deslizamiento total (cero sa-lida) hasta acoplamiento total (casi el 100% de la veloci-dad del motor). Con acoplamiento total, sólo consumenla energía para mantener excitados los campos y es demenos del 1% de la requerida por otras unidades.

Otra ventaja de los embragues eléctricos por compa-ración con los mecánicos, es la sencillez de los modosde control. El más común, por supuesto, es el control develocidad. Un tacómetro con generador envía señalesde retroalimentación de CC desde el eje de salida hastael excitador de campos y puede regular la velocidad conuna aproximación de 0.1% al valor establecido.

Además, los embragues eléctricos se pueden controlarcon una serie de entradas relacionadas con el proceso,como termistores, transductores de presión o de flujo yceldas fotoeléctricas. En algunos casos, la señal de con-trol es la corriente del motor, que es proporcional al par,a fin de regular el par de salida.

La ubicación de los controles de los embragues eléc-tricos suele ser más accesible que en las transmisionesmecánicas o fluidas. Los controles suelen estar en unaestación para el operador, alejada del embrague, lo cualno suele ocurrir con las transmisiones citadas.

Una de las desventajas de los embragues eléctricos esque, igual que con las transmisiones fluidas, generan ca-lor cuando se deslizan o patinan; la parte de la energíamecánica que no se utiliza para mover la carga se con-vierte en calor.

La mayor parte de los embragues pequeños para me-nos de 50 hp, se enfrían con aire con ventiladores inte-grales; en los de más de 100 hp se suele emplear enfria-miento por agua.

Otra posible desventaja de los embragues eléctricos esque el control de la corriente para las bobinas es con ani-llos colectores externos. Aunque el voltaje de CC que pa-sa por los anillos es pequeño, hay el peligro de chispo-rroteo.

Cómo funcionan los embraguesde corriente parásita

Los embragues de corriente parásita se basan en elprincipio de que cuando un conductor corta las líneas deflujo magnético se induce corriente. Cuando esta co-rriente es aleatoria, se llama corriente parásita y es inde-seable en los motores porque aumenta las pérdidas.Pero, en estos embragues son deseables porque generansus propios campos magnéticos. Estos campos interac-túan con campos magnéticos aplicados para produciruna fuerza que ocasiona que un componente de salida,que es una estrella o araña, siga el movimiento del com-ponente impulsor que es un tambor (Fig. 14).

El tambor ferroso se suele impulsar con un motor deca. La estrella de salida es concéntrica con el tambor y lle-va la bobina y anillos colectores para el control de la CC.Cuando gira el tambor, el campo de corriente parásitay el campo principal producen un flujo neto en el entre-hierro entre el tambor y la estrella, que es proporcionala la corriente de la bobina. La estrella puede girar libreen sus cojinetes. Con plena carga, el deslizamiento esentre 3 y 5%.

La eficiencia de estos embragues es linealmente pro-porcional al deslizamiento, en porcentaje de velocidadde entrada. La eficiencia máxima, a plena velocidad esdel 96 7’0, pero cae con rapidez cuando se reduce la velo-cidad. Por ello, estos embragues se utilizan en aplicacio-

Motor Tambor

1 Tambor 1 _- Es t re l l a in te rconec tada

Fig. 14 La estrella sigue al tambor en el embrague

de corriente parásita

312 UNIDADES, MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Motor conOL rotor devanado ~2

OL OL OL

Fig. 15 El motor trifbico de rotor devanado manejacargas de elevada inercia

nes en donde se requiere funcionamiento casi constantea máxima velocidad o cerca de ella. La relación máximade velocidad no suele ser de más de 2: 1.

Estos embragues están disponibles en más tamaños ycapacidades que los de partículas magnéticas. Las apli-caciones incluyen ventiladores, bombas centrífugas, so-pladores y otros sistemas de fluidos de funcionamientócontinuo a velocidad máxima o cerca de ella. Otras aph-caciones menos comunes para par constante son extrui-dores y transportadores.

Adaptabilidad con motor de rotor devanado

El motor de inducción de rotor devanado es similar al‘de ca de jaula de ardilla, excepto que el rotor está conec-tado con tres anillos colectores. Este motor tiene carac-terísticas de velocidad y par similares al motor deinducción convencional pero ofrece la facilidad del con-trol de corriente y par de arranque y de velocidades defuncionamiento (Fig. 15).

El motor de rotor devanado produce la variación dela velocidad porque envía parte de la corriente destinadapara el rotor, a través de resistores externos por mediode anillos colectores. En casi todos estos motores, laenergía se disipa en los resistores en forma de calor, querepresenta pérdida de energía y para fines de diseño seconsidera lo mismo que el “deslizamiento” electrome-cánico que ocurre en los embragues de corriente pará-s i ta .

Si la carga va a tener deslizamiento continuo, hay quecalcular el motor con todo cuidado para la aplicación,porque se producirá mucho calor en los resistores y hayque disiparlo para evitar que se dañen. Los motores derotor devanado tienen funcionamiento estable a veloci-dades del 50% de la base; después, es probable que lavelocidad tenga variaciones constantes según cambie lacarga.

Las aplicaciones incluyen bombas para efluentes y lo-dos en donde la suavidad del arranque de este motor lepermite vencer elevadas cargas de inercia sin sobreca

lentamiento. También se utilizan en ciertos servicioscon par constante.

Unidades motrices de velocidad ajustablecon transmisión fluida

Las transmisiones fluidas de velocidad ajustable fun-cionan como las electromecánicas, porque la reducciónde la velocidad se basa en el deslizamiento controladoentre un impulsor y un rotor. Al contrario de las trans-misiones con banda o cadena no hay intercambio entrereducción de velocidad y multiplicación del par otorsión. El grado de deslizamiento corresponde al de re-ducción de velocidad y es energía perdida que se disipacomo calor.

Las transmisiones fluidas, al contrario de las electro-mecánicas tienen seguridad inherente. No hay contactode metal con metal y la potencia se transmite del impul-sor al rotor por medio de un líquido, con lo cual no pue-den ocurrir chispas.

Para cargas grandes

El costo de las transmisiones fluidas, comparado conel de las mecánicas y electromecánicas es elevado y nopueden competir en precio con éstas en capacidades demenos de 25 hp. En la gama de 50 a 200 hp son más ase-quibles. En muchos casos, sus características de funcio-namiento las hacen deseables en las industrias deprocesos químicos sin que importe el precio.

Las transmisiones fluidas se caracterizan por su altacapacidad de potencia, transmisión suave del par o tor-sión, tamaño grande y la necesidad de disipar el calor.Se utilizan en aplicaciones en bombas para oleoductos,quebradoras y otro equipo con ciclos de trabajo muy lar-gos. Otras cracterísticas incluyen funcionamiento muysuave, tolerancia a las cargas de choque, capacidad paraestar “al freno” durante un tiempo limitado, seguridadinherente pues están totalmente cerradas y no hay con-tacto de metal con metal y soportan atmósferas abrasi-vas.

Enfriador de ac

Fig. 15 La transmisión fluida puede necesitarmuchos componentes adicionales

SELECCIÓN DE LA UNIDAD MOTRIZ DE VELOCIDAD AJUSTABLE 313

Asimismo, suelen requerir una instalación grande pa-ra funcionamiento eficiente. Casi todas necesitan inter-cambiadores de calor; otras en lugares muy fríos, nece-sitan calefactores para mantener la viscosidad del líqui-do hidráulico (Fig. 6).

Hay dos tipos básicos de transmisiones fluidas con ve-locidad ajustable en las industrias de procesos químicos:hidrodinámica e hidroviscosa.

Para máximas cargas y mínima reducción

Las transmisiones hidrodinámicas, llamadas tambiénacoplamiento fluido son similares a los que se usaban envehículos hasta hace unos cuantos años, transmiten mo-.vrmrento mediante un remolino o vórtice hidráulico en-tre el impulsor y el rotor, pero no hay multiplicación delpar (torsión). Para variar la velocidad, se ajusta la canti-dad de líquido en el vórtice toroidal (Fig. 17). Cuandogira el impulsor produce el vórtice que empuja contralas aspas del rotor para producir el par de salida.

Cuando el vórtice es pequeño, el deslizamiento entreel impulsor y el rotor es grande y también lo es la reduc-ción de velocidad, pero, este deslizamiento produce con-siderable disipación de calor y menor eficiencia. Porello, estas transmisiones sólo alcanzan su máxima eh-ciencia de alrededor de 95 % cuando funcionan con mí-nima reducción de velocidad y casi a la carga máxima.En este aspecto, trabajan en forma muy parecida a la delos embragues de corrientes parásitas o de partículasmagnéticas.

Estos acoplamientos no deben funcionar largo tiempocon un elevado deslizamiento. Para tener par constante,

E n t Sal ida-

El aceite en circulación

impulsa el rotor ;’

circula el ace i te - ‘ Tubo recolector movible,ontrola la cantidad de

aceite en la cubierta

elocidad de sal idaes proporcional a la

‘cantidad de aceitedentro de la cubierta

Bomba/‘- Depósito de aceite

Fig. 17 El vórtice de líquido transmite el

movimiento entre el impulsor y el rotor enel sistema hidrodMmico

Intercambiador,-- Discos movibles

1’1 La velocidad de

para regularpresión del pistón

Película de aceite

Sal idavar iab le

Disco de salidaDisco de entrada

Fig. 18 En la transmisión hidroviscosa elespaciamiento entre los discos controla eldeslizamiento y la velocidad

la velocidad mínima es alrededor del 35% de la de en-trada; para aplicaciones con par variable, la mínima esde 20%.

El control del vórtice se logra con un tubo recolectorque elimina líquido en el vórtice. Cuando se hace girarel ángulo del tubo más hacia al líquido en movimiento,extrae más líquido y produce más deslizamiento. El me-canismo de control se puede conectar con un control au-tomático externo que permite que el acoplamientoresponda a los cambios en la carga.

La propulsión hidrodinámica se suele acoplar, a vecesen forma directa, con un motor de ca, al cual protegecontra cargas de choque, sobrecargas de par y vibracióntorsional .

Una ventaja de esta transmisión es que puede contro-lar la aceleración de la carga. El par de arranque puedeser alto o bajo, según la capacidad del motor. Por ejem-plo, una transmisión para una centrífuga muy cargadapuede necesitar arranque lento a fin de que el par o tor-sión de inercia no “ahogue” el motor y éste puede al-canzar su máxima velocidad antes de aplicar muchacarga.

Las aplicaciones incluyen compresores de aire, moli-nos de bolas, transportadores, separadores y quebrado-ras.

Para alto caballaje y servicio continuo

Las transmisiones hidroviscosas son la elección paraaplicaciones de muy alto caballaje de funcionamiento

314 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

continuo o casi continuo, de más de 2 500 hlaño. Resul-tan costosas por comparación con las mecánicas en lagama de pequeño caballaje. Muchas se construyen paraun caso específico. También se las podría llamar de dis-cos múltiples.

Estas transmisiones aparecieron en el mercado haceunos 25 años y los modelos iniciales eran para 200 hpo menos y se utilizan para mover bombas y ventiladoresde tamaño mediano.

Funcionan como sigue: los discos espaciados en senti-do axial en el eje de entrada están intercalados con dis-cos correlativos montados en el eje de salida. El espacioentre los discos se llena con aceite especial. Cuandó girael eje de entrada, se produce una fuerza cortante en elaceite que produce fuerza de impulsión en la superficiedel disco de salida, que se convierte en torsión en el ejede salida.

El control de la velocidad es con aceite a presión apli-cado a los discos de salida con un actuador de pistón(Fis. 18) el cual empuja los discos para aproximarlos en-tre sí, reducir el deslizamiento y disminuir la reducciónentre los ejes de entrada y salida. La presión de actuadorse controla con un servomecanismo externo.

Una característica importante de estas transmisioneses su tiempo rápido de respuesta; se pueden cambiar decarga baja a plena carga en una fracción de segundo.Además, pueden funcionar durante años con tempera-tura variable y en atmósferas muy abrasivas. Una des-ventaja es la poca exactitud de control de velocidad.

Sus aplicaciones más comunes son para bombas gran-des, ventiladores y otros sistemas de elevada inercia quedeben funcionar durante años con mínimo manteni-miento.

Agradecimientos

La figura 8 y la figura 14 se obtuvieron de “Contro-lling Power Transmissions”, por Ralph L. Jaeschke,publicado por los redactores de Poner Transmission De-sign, Penton/ITC Publications, Cleveland, Ohio.

Las figuras 10, ll y 18, están basadas en ilustracionesque aparecieron en Machine Design, Penton/ITC Publi-cations, Cleveland, Ohio.

/

Thomas R. Do11 es Gerente Técni-co de Mercadotecnia del A-C V*SProducts Group de Reliance ElectricCo., que fabrica variadores de veloci-dad en todo e l mundo. (P .O. Box608, 55 U. S. Highway No. 46, PineBrook, NJ). Sus actividades incluyenapoyo técnico a los vendedores y otrasfunciones de mercadotecnia y tienemuchos años de experiencia. Asistióal Stevens Institute of Technology yNew York University. Es miembrode Ameritan Water Works Assn., yde Soc. of Naval Architects and Mari-ne Engineers.

Unidades motrices conmotor neumático parabombas pequeñasLos motores neumáticos compactos, confiables y poco costosos, pueden ser laalternativa de los motores eléctricos de velocidad variable

Roger W. Simnett, Gast Manufacturing Corp.

Eric Anderson, retirado

En casi todas las plantas de industrias de procesosquímicos (IPQ se cuenta con aire comprimido, peropocos ingenieros lo tienen en cuenta para una unidadmotriz. Los motores neumáticos suelen ser adecuadospara las bombas pequeñas de velocidad variable utiliza-das en esas plantas.

Motores neumáticos

Un motor neumático, en esencia, es un compresor enel cual se invierte la aplicación de la potencia. El airecomprimido es la fuerza motriz y el eje de salida produ-ce el trabajo mecánico. Los motores de aspas rotatoriasson de empleo común para bombas pequeñas de menosde 10 hp. Los motores con pistón también se empleanen especial en tamaños grandes, de 5 a 30 hp. Los moto-res de turbina se emplean en servicios especiales, porejemplo para el arranque de motores de reacción (jet) yen los taladros de dentista.

Los motores neumáticos con aspas retatorias tienenrotor excéntrico y aspas que se deslizan hacia dentro yafuera de unas ranuras (Fig. 1). Las aspas se mantienenen contacto con la pared del cilindro mediante resortes,el aire comprimido o la fuerza centrífuga.

El par o torsión que producen es el producto de la pre-sión del aire aplicado por la superficie para las aspas en-tre el rotor y el cilindro multiplicado por el brazo demomento del aspa. Este cálculo indica el par teórico(máximo). El par real es menor debido a la fricción, enespecial a altas velocidades y a los escapes de aire a bajavelocidad. Los escapes de compresión ocurren a veloci-dades muy bajas porque las aspas no hacen un contacto

Fig. 1 Los motores neumáticos de aspas

rotatorias tienen pocas piezas movibles yson muy confiables

tan firme con el cilindro como cuando están a alta velo-cidad.

En la figura 2 se ilustran curvas típicas de la variaciónen la potencia, par y consumo de aire según la velocidadde funcionamiento. Dado que el motor neumático esmás bien de par constante y no de potencia constante,la correlación de la potencia es más útil al compararloscon motores eléctricos que para explicar mejor el motoren sí.

316 IJNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS ‘f TUBERíAS

Veloc idad , rpm Veloc idad , rpm Veloc idad , rpm

Fig. 2 Características de funcionamiento de un motor de aspas rotatorias típicas; el par es casi constante

En la mayor parte de los motores de aspas rotatoriases difícil ajustar la velocidad a menos de 300 rpm o seapor abajo de la inflexión de la curva de par y velocidad.A una velocidad menor, se suele utilizar un reductor deengranes, que también incrementa el par disponible.

Ventajas del motor neumático

Los motores neumáticos tienen ciertas ventajas inhe-rentes respecto a los eléctricos:

H Los motores neumáticos no producen chispas yson a prueba de explosión. Esto significa que se puedeutilizar un solo motor en cualquier lugar de la planta sintener que depender de diferentes modelos según el gra-do de riesgo de la electricidad.n Con sólo graduar el regulador de presión de aire

se cambian el par y la velocidad. El ajuste puede sercontinuo en toda la gama de funcionamiento de la bom-ba. Ese método es más barato que utilizar una unidadmotriz de velocidad variable con motor eléctrico.

Como opción, se puede utilizar una válvula para airea fin de limitar la velocidad del motor en forma indepen-diente del par. Esto evita que el motor se “desboque”si la carga disminuye en forma súbita.n La velocidad del motor se aumenta en forma gra-

dual, lo cual evita el choque al arranque es común enlas unidades eléctricas de velocidad fija.

H A la inversa, la velocidad se puede aumentar conrapidez cuando se desee. Esto produce un choque hi-dráulico que puede ayudar a destapar un tubo parcial-mente obstruido.n Como estos motores producen par constante, los

cambios en la viscosidad del líquido del proceso produ-cen en forma automática los cambios correspondientesen la velocidad de la bomba. La velocidad de la bombadisminuye cuando aumenta la viscosidad y viceversa.

Los cambios automáticos se pueden impedir con elajuste manual del motor, si se desea. También se puedehacer compensación manual del deslizamiento internode la bomba por el aumento en la contrapresión. El mo-tor se puede graduar para una velocidad mínima cons-tante, aunque varíe la carga; esto se necesitaría, porejemplo, para bombear un volumen constante de líquido

En la figura 3 se ilustra una instalación para velocidadconstante. Se gradúan el regulador R, y la válvula Apara producir el par y una velocidad un poco mayor quela deseada con plena carga. Después se gradúa la válvu-la B para producir una presión de unas 5 psig corrienteabajo de R,. Se vuelven a graduar R, y A según se re-quiera y, después, se cierra el regulador R, lo precisopara reducir ligeramente la velocidad del motor. Ahora,cualquier aumento en la carga aumentará la velocidaddel motor y el paso del aire. Sin embargo, el paso de airea través de R, no puede aumentar, pero aumentará lapresión entre el motor y el regulador. Entonces, la caídade presión en el motor se reducirá hasta que el par vuel-va a ser el preciso para mantener la velocidad deseada.

w Dado que los motores neumáticos producen unpar constante, no necesitan válvulas de desahogo de pre-sión ni los embragues deslizables o pasadores rompiblesque se emplean con las bombas de desplazamiento posi-tivo. Si se emplea un motor eléctrico, una obstruccióncorriente abajo aumentaría la presión y la carga del mo-tor, y se necesitaría la válvula de desahogo. En los moto-res neumáticos la presión no puede ser mayor que lacontrapresión, porque se “ahogará” el motor.

M a n ó m e t r o(O-100 psi) ,,

M a n ó m e t r o(O-30 ps i ),

( res t r i cc ión a l f l u jo )

r I

Motor neumát ico

R, = Regulador para el tamaño de orificio de entrada de aire al motorR2 = Regulador de un tamafio más grande que R,

P1.5 = Presión en la tubería

Fig. 3 Esta instalacián mantiene velocidadconstante del motor aunque pueda variar la

carga

UNIDADES MOTRICES CON MOTOR NEUMÁTICO PARA BOMBAS PEQUEfiAS 317

El par o torsión adicional requerido para el movi-miento de la bomba disminuye las rpm del motor y éstese “ahogará” antes de que la presión llegue a un valorpeligroso. Una vez despejada la obstrucción el motorvolverá a arrancar en forma automática. Al contrario delos motores eléctricos, los neumáticos pueden estar “a-hogados” o “al freno” por tiempo indefinido sin que sedañen.

Otras ventajas son que en estos motores la presión in-terna es superior a la atmosférica, lo cual impide la en-trada de la humedad o vapores corrosivos del aire. Porello, no se necesita que los componentes internos seande materiales resistentes a la corrosión. Además, cuan-do el aire comprimido se expande dentro del motor ab-sorbe el calor y por ello, son de autoenfriamientoinherente y pueden trabajar a temperaturas hasta de250’F sin protección térmica.

Además, son confiables. Dado que el rotor y las aspasson las únicas piezas movibles, hay poco que se puedadañar. Mientras se mantenga lubricado el motor y seeliminen el polvo y la humedad del aire con filtros, nohay otro motor más confiable.

Asimismo, cualesquiera problemas que pudieran ocu-rrir se presentarán en forma gradual. Se puede evitar unparo porque el motor puede seguir trabajando con efi-ciencia reducida hasta que convenga reemplazarlo. Enaplicaciones críticas, ello hace que el motor neumáticosea el preferido.

Eficiencia

Los motores neumáticos no se destacan por su eficien-cia y la típica puede ser del 20 %. Por supuesto, tambiénes ineficiente utilizar un motor eléctrico para mover uncompresor y utilizar el aire comprimido para el motor.

Sin embargo, en muchos casos se cuenta con uncompresor. El consumo del motor neumático es insigni-ficante si se compara con fugas en toda la planta. Cua-lesquiera que sean la velocidad o presión de funciona-miento, el motor sólo consume el aire necesario para darla potencia requerida.

No se desperdicia energía al funcionar con baja po-tencia, como ocurre con los motores eléctricos de bajavelocidad. Cuando la potencia requerida en una bombavaría mucho, la eficiencia total del motor neumáticopuede ser mayor que la de uno eléctrico en el mismo ser-vicio.

Los motores neumáticos pequeños son más compac-tos, ligeros de peso y baratos que los eléctricos develocidad variable. Pero conforme aumenta el tamaño,los eléctricos, en un punto dado, resultan más baratos.En los motores neumáticos en los que el par depende dela superficie y brazo de momento de las aspas, los mode-los para par elevado son más grandes y costosos. En loseléctricos, cuando aumentan los requisitos de potencia,la penalización en tamaño y costo se reducen en propor-ción. El punto en que el eléctrico de velocidad variablees más barato es alrededor de 5 hp, pero no se tiene encuenta el costo adicional de que el eléctrico sea a pruebade explosión, si se requiere. Los motores neumáticos depistón pueden ser más pequeños que los de aspas, pero

debido a su mayor complejidad ofrecen pocas ventajasen costo; sin embargo, tienen la ventaja de un elevadopar al arranque.

En tamaños grandes, los motores hidráulicos son másatractivos que los neumáticos y tienen casi todas las ven-tajas de los neumáticos, pero los de tamaño grande de-ben ser de construcción fuerte para manejar las altaspresiones de trabajo necesarias. Además, cada motordebe tener su propia unidad de potencia, por ejemplo,una bomba hidráulica, o estar conectado con un sistemahidráulico central con dos tubos: uno de entrada y otrode retorno para el líquido. Esto hace que los motoreshidráulicos resulten menos económicos que los neumá-ticos.

Ruido

El aire que sale por el escape del motor produce unsilbido, que se puede evitar si se tienden tubos de escapehasta una zona en donde no moleste o con la adición deun silenciador.

El tubo de escape debe ser, cuando menos, un tama-ño más grande que el de entrada de aire para permitirla expansión y evitar una alta contrapresión. Todos losfabricantes ofrecen silenciadores. Una silenciador másgrande, diseñado por el motor de tamaño inmediato su-perior permite un funcionamiento más silencioso, peronecesita mayor espacio. Muchos usuarios han encontra-do que el silenciador de tamaño estándar es adecuado.

Aplicaciones especiales

Además de las bombas para proceso estos motores tie-nen otras aplicaciones y algunos ejemplos son:

Los motores neumáticos con ejes o árboles de dobleextremo tienen diferentes empleos. Si se monta un tacó-metro en un extremo del eje y una bomba en el otro, setiene una lectura precisa de la velocidad del motor y lade la bomba. En una bomba de desplazamiento positi-vo, una sencilla calibración mantendrá un volumen deflujo, cosa que es difícil o costosa de medir en otras for-mas. En algunos casos, puede ser difícil instalar un me-didor de flujo Cflowmeter) en una tubería; en otros, eltacómetro cuesta menos que un aforador Cfìowmeter)exacto.

Si se sustituye el tacómetro por un contador de un nú-mero determinado de revoluciones, puede tener la bom-ba después de haber movido una cantidad establecida delíquido, que es un modo muy sencillo y eficaz para evi-tar que la bomba funcione en seco. Cuando se conocenel caudal y velocidad de la bomba, se pueden utilizar pa-ra determinar la densidad relativa o la viscosidad de lacorriente del proceso. Estas mediciones relativas se ba-san en parámetros como la velocidad y el par. Por su-puesto, también se pueden utilizar motores eléctricos enesta aplicación.

También se puede utilizar un eje de doble extremoconectado con dos bombas y la relación entre sus cauda-les se determina por el desplazamiento. Esta relación esconstante pero se puede variar el flujo total. Esta insta-

318 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

lación se puede emplear para entregar volúmenes dife-rentes de una mezcla exacta de dos líquidos.

Hay aplicaciones en donde se necesita la velocidadcontrolada con precisión del motor neumático. Una esbombear un material sensible al esfuerzo constante sinque se produzca espuma; para ello, se ajusta el motor ala velocidad exacta a la cual no se produce espuma. Otroempleo es para bombear materiales tixotrópicos. Searranca el motor con un elevado par y, después, se redu-ce la presión del aire conforme baja la viscosidad.

Además, se puede impulsar la bomba a alta velocidadpara iniciar el flujo y, luego, se puede estrangular.

El poco peso de los motores neumáticos los hace idó-neos para impulsar bombas para tambores. Otra aplica-ción es una bomba portátil para sustituir a una que estéfuera de servicio. Una bomba con motor neumático sepuede necesitar en una emergencia en cualquier lugarde la planta, lo cual reduce al mínimo la necesidad detener bombas y motores de varios tipos de emergencia0 repuesto.

Los motores neumáticos también son ideales paraplantas piloto, pues son pequeños y poco costosos. Ade-más, como en una planta piloto quizá no se conozcan elpar y velocidades requeridos, sus valores se puedenajustar con facilidad con estos motores que son de velo-cidad y par variables.

Los motores neumáticos también se pueden accionarcon cilindros de gas inerte. Aunque resulte muy costoso,puede ser necesario hacerlo cuando hay interrupción enla electricidad o el sistema de aire de la planta. Los mo-

tores neumáticos pueden tener en marcha el equipo vitalen esas ocasiones.

Los autores

T e c h n i s c h e H o h s c h u l e , d e

Roger W. Simnett es gerente deingeniería de aplicaciones cn GastManufacturing Corp., Benton Har-bor, MI 49022. Antes fue ingenierojefe e n L u b e Derices, Inc . , (Mani-towoc, Wis.) gerente de proyectose n Spirax Sarco L t d . e i n g e n i e r od e IyD e n S m i t h s Aviation Inc . ,ambas en Gran Bre t aña . T i eneC e r t i f i c a d o N a c i o n a l S u p e r i o r cningeniería mecán ica de l GloucesterCollcge y es graduado del Instituteof Measurement & C o n t r o l .

Eric Andersen v i v e e n W e s tT r e n t o n , N . J . T r a b a j ó 3 2 a ñ o s e nE C O P u m p C o r p . e n S o u t h Plain-field, N . J . , como d i r ec to r de l per-fcrcionamiento d e b o m b a s r o t a t o -rias y de engranes de pequeña îapa-cidad y en especial en sistemas deprocesos con vacío. Su trabajo in-cluyó materiales y diseños para Ií-quidos peligrosos y sensibles al cortey a los choques. Fue un precursordel empleo de plásticos reforzadosp a r a c o m p o n e n t e s i n t e r n o s m o v i -bles. Tiene título de Ingeniero Di-plomado en in,genicría química del

Drcsden, Alemama.

Corrección de fallas desellos y cojinetes enbombas para procesoAunque hay muchas razones para la falla de sellos y coj’inetes, todavía quedaríanlos problemas recurrentes provenientes de la tubería.

Patrick T. Jones, Tri-State Technical Corp.

Las fallas de sellos y cojinetes de bombas siempre soncostosas, por lo que vale la pena evitar que ocurran.

Una falla puede ocasionar:n Un tremendo incendio.n Pérdida del producto.w Pérdida de tiempo p’ara desarmar, lavar, reempla-

zar piezas, armar y poner en marcha el equipo.Las fallas de sellos y cojinetes pueden ser por la insta-

lación,’ deformación térmica,2 diseño del sello,3 selec-ción,4s5 variaciones dimensionales6 y carga en .las bo-quillas.7 Para ayudar a resolver o evitar estos proble-mas hay información para el diagnóstico,* protección,glocalización de fallaslo y prolongación de la duración”J2de los sellos.

Pero si una planta tiene fallas recurrentes de sellos ocojinetes en tipos específicos de equipo rotatorio, la cau-sa básica quizá no esté en los sellos o los cojinetes. Hayque buscar si hay soportes o anclas mal instalados y hayque revisar la instalación de la tubería.

Los casos que se comentan más adelante se relacionancon fallas que, en un principio, parecían ser por diseñodeficiente de los sellos y en realidad fueron por factoresexternos. Se encontró que la mayor parte de las fallas in-vestigadas se debieron a una combinación de las si-guientes fuerzas externas:n Cargas por dilatación térmican Cargas muertasn Soportes mal diseñadosCuando estas fuerzas se transmiten a las carcasas del

equipo, ocasionan desviaciones. Aunque la ley de Hoo-ker dice que la carcasa se debe desviar o flexionar, mu-chos ingenieros de diseño y construcción opinan que laspiezas gruesas de fundición de las carcasas absorberán

en una forma u otra las cargas. Entonces, la tendenciaes a pasar por alto los efectos de las cargas aplicadas yla consecuente flexión de la carcasa.

En la figura 1 se ilustran, en forma exagerada, losefectos de las fuerzas excesivas de carga. Se puede verque las cargas y flexiones descentradas, a la larga, oca-sionarán problemas en el lugar más delicado, que sueleser en el sello 0 en el cojinete.

Las flexiones de la carcasa transmiten una fracción dela carga mecánica al sello del eje en forma de un mo-mento de flexión. En adicion o en forma concurrentecon estas cargas, se establece una fuerza descentradapor las diferencias diminutas delante y detrás del impul-sor .

/l---I:, ,, Posición flexionada o desviadai ’[/ I:LQ

; Cojinete

I 1 /Sello//

I II I

/’

_ __-_-de--- Li-1 -f - - - - -

ll=-Propulsor

I I___--- - - - -

r

PI

C a r g a Ll

térmica 0 l-l

muerta

Fig. 1 Las cargas excesivas pueden ocasionarflexión

16 dejum de ISRO

320 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Fig. 2 Arreglo de la

El problema se puede aminorar, pero no eliminar,con el empleo de bombas montadas en la línea de cen-tros.

Entre lo que se debe buscar y que indicará que el pro-blema puede estar en las fuerzas externas hay queenumerar:

w Desgaste disparejo en las caras del sello.n Desgaste disparejo en los anillos de desgaste.n Fallas repetidas de los sellos, aunque se utilicen se-

llos diferentes como prueba.n Diferencias en la alineación del eje en sentido fue-

ra del plano entre alineación en frío y en caliente.Cuando una inspección indica que los soportes mal

colocados o los tubos muy apretados pueden ocasionarfalla, el siguiente paso es efectuar una medición decampo o los planos existentes de la tubería como datospara un análisis con computadora de los esfuerzos de lostubos.

Con el empleo de una terminal portátil que tenga aco-plador para teléfono, se puede hacer contacto con unared de computadora (por. ejemplo, con el programaDYNAFLEX de la University Computjng Corp.). Seda entrada a los datos, se selecciona el tipo de análisisy se obtiene el listado de los resultados en unos 15 minu-tos. El listado incluye suficientes datos, como fuerzas,momentos, flexiones, etc., para permitir identificar loselementos que están sobreesforzados.

Ese programa lo debe utilizar alguien con experienciaen las interacciones de la carga de la tubería y el equipo.Casi todos los programas permiten dar entrada a losmovimientos de las anclas y el modo en que se empleees el factor crítico para obtener datos de salida significa-tivos.

Se requiere experiencia para establecer un equilibrioentre las cargas o momentos en las boquillas, flexionesy dimensiones o ubicación de las restricciones en el siste-

ma de tubería. En consecuencia, puede ser necesario co-rrer el programa con varias iteraciones para llegar a unasolución práctica.

Caso 1. Bomba para residuos

Una bomba para residuos de una torre de vacío teníafallas periódicas de los sellos. La temperatura del fluidoera de unos 600°F. La recurrencia de las fallas era cadatres meses, lo que ocasionaba pérdida de vacío en la to-rre, el costo de la reposición y el riesgo de un paro totalpor atenerse a una sola bomba.

Durante muchos años, la causa de la falla se atribuyóa la severidad del servicio, material o selección incorrec-tos del sello o ambas cosas.

En la inspección durante el funcionamiento se encon-tró que la tubería estaba tendida como se ilustra en lafigura 2.

Esta instalación transmitía cargas a la carcasa de labomba debido a:

1. El momento ocasionado por la dilatación de la pier-na de 6 ft que se transfería a la carcasa, porque la piernade 2 ft no era suficiente para absorber las cargas por di-latación.

2. El momento de las cargas de los tubos suspendidos.Se transmiten cuando se dilatan los tubos verticales, seaflojan los soportes rígidos y las fuerzas requeridas paramantener los tubos en su lugar se transmiten a la car-casa.

Solución. Se efectuó un análisis de esfuerzos con unaterminal portátil y se obtuvieron los resultados en doshoras. Con los datos del listado, se modificó la configu-ración de la tubería. Se agregó un tramo de 3 ft a la pier-na horizontal. Se sustituyeron los colgadores rígidos porresortes que se colocaron para eliminar el momento porla carga suspendida.

CORRECCIÓN DE FALLAS DE SELLOS Y COJINETES EN BOMBAS PARA PROCESO 321

1~3 ft (_ 2ft

I1 12 in, cédula 80 i l

\

Fig. 3 La bomba para residuos del caso II

Estas bombas, después, trabajaron 18 meses sin fallasde ellos. Los ahorros compensaron con creces el costodel análisis y solución del problema.

Conclusión. La deformación de la carcasa produjo car-ga hidráulica desequilibrada en el impulsor; estas fuer-zas, combinadas con la flexión de la carcasa, flexionaronel eje y produjeron la falla del sello. Sería muy difícilcalcular el costo de estas fallas con el paso de los años.

La solución fue rápida y sencilla una vez que se enten-dió la naturaleza del problema.

Caso II. Bomba de fraccionador catalíticopara craqueo

La bomba para residuos de un fraccionador catalíticopara craqueo de líquidos había tenido fallas continuasde sellos y cojinetes, que ocurrían entre tres y seis me-ses. Esta bomba era grande, con carcasa de aleación yrevestimiento de cerámica.

La causa se atribuyó al servicio severo y a los finos delcatalizador en la pasta aguada. La temperatura de fun-cionamiento de la bomba era de unos 750°F.

Durante la inspección se encontró la configuración dela figura 3.

Como un ejemplo de las enormes cargas ocasionadaspor estructuras rígidas sujetas a incrementos de tempe-ratura, el siguiente cálculo indica la magnitud de lasfuerzas que se encontraron (Fig. 3).

E = (esfuerzo y deformación) = [(W/‘)I(eIL)]W = EAI(e/L)w = 27.9 x lo6 x 5.58 x (0.096/36) = 415 048 IbEn donde:W = carga en el tubo, Ib

A = superficie del soporte del tubo, 5.58 inE = Módulo de Young, 27.9 x lo6e = alargamiento del soporte, 0.096 inL = longitud del soporte, 36 in

La bomba tenía carcasa soportada en línea de centroscon enfriamiento por agua, por lo cual la dilatación conrespecto a la rasante fue casi nula.

Cuando se considera como un brazo de momento de36 in, el momento aplicado en la carcasa de la bombadebe ocasionar cierta flexión.

Solución. Fue sencilla: quitar el soporte macizo con elcodo. Se corrigió el problema con el empleo de resortespara soportar la carga muerta y algunos topes de límitepara eliminar las fuerzas por dilatación térmica. En esarefinería no volvieron a tener una falla de una bomba deresiduos de fraccionador durante dos años.

Cabe mencionar que muchas bombas en las indus-trias de procesos químicos están soportadas por un codo(Fig. 3).

La dificultad para alinear el eje de la bomba en ca-liente, fue una indicación de la flexión de la carcasa. Lostécnicos de mantenimiento, que se toparon con dificul-tades para la alineación en frío y en caliente, optaronpor encontrar un punto intermedio y esperar que todosaliera bien. Es lógico suponer que un operario de man-tenimiento no se percataría de la causa básica del pro-blema, pues lo mismo le ocurrió a muchos ingenieros.

Las marcas de desgaste disparejo en las caras del selloy el sentido del desgaste ayudaron a confirmar que eldiagnóstico había sido correcto.

Conclusión

Todos los problemas de fallas de sellos o cojinetes d:bombas tienen solución. Es preferible hacer bien el tra-bajo la primera vez que seguir pagando “remiendos” yreposición de piezas.

Estos problemas son inevitables y ocurrirán por asen-tamiento de los cimientos, aflojamiento de la tubería, al-teraciones en el proceso u otros factores. La verdaderasolución es prever estas circunstancias durante el di-seño.

El método lógico para resolver estos problemas es:1. Efectuar una inspección de la instalación de la tu-

bería. Buscar si hay cargas impuestas por soportes maldiseñados o instalados.

2. Utilizar una terminal de computadora para tenerun análisis inmediato del problema. Los resultados dellistado sugerirán las correcciones.

3. Modificar la tubería para que, en el caso ideal, nohaya ninguna carga en las boquillas.

Las fallas de sellos y cojinetes se deben a muchos fac-tores. Dado que, por lo general, es una situación com-pleja, se deben utilizar los datos de la inspección,compararlos con los puntos anteriores y consultar las re-ferencias bibliográficas. Hay que utilizar un método pa-so a paso para eliminar las posibles causas de la falla. ESmuy probable que se encontrará una solución definitivadel problema.

En casos serios, quizá sea necesario consultar con téc-nicos especialistas.

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Patrick T. Jones es gerente con-sultor de proyectos y fundador de laTri-State Technical Corp., P.O. Box1006, Bowling Green, OH 43402. Seespecializa en el diseño y diagnósticode plantas petroquímicas. Antes tra-bajó con Bechtel y con Foster Whee-ler en Gran Bretaña y con Arthur G.McKee en Estados Unidos. Tiene tí-tulo de Ingeniero Profesional en GranBretaña y de F.E.A.N.I. en Europa yes ingeniero profesional en Ohio, Mi-chigan e Illinois. Es miembro de AS-ME, del API y del Project ManagersInstitute.

Por qué fallan los sellos1 0mecánicos

Los defectos, en apariencia insignificantes, en la instalación o en el diseño de lossellos o la contaminación del líquido en el prensaestopas pueden ocasionar fallas delos sellos.

Charles W. Hawk, Jr., Olin Corp.

Todos los años, las fallas de los sellos mecánicos pro-ducen costos de mantenimiento y pérdidas de produc-ción por decenas de millones de dólares. Se presentanlas causas básicas de las fallas de los sellos y los métodosprincipales para evitarlas. Las fallas suelen ser por 1)errores en la instalación, 2) problemas por el diseño bá-sico del sello mecánico y 3) contaminación del líquido enel prensaestopas.

Todos los sellos mecánicos son básicamente iguales ytienen un elemento rotatorio y uno fijo. Un elementotiene una cara selladora de contacto de un materialblando, para desgaste, como el carbón; el otro tiene unacara de material duro, que puede ser cerámica.

Los sellos pueden ser del tipo equilibrado (balancea-do) o desequilibrado. El equilibrado está diseñado paracompensar los cambios bruscos en la presión hidráulica.Por contraste el sello desequilibrado no los compensa ysólo se justifica por su menor costo.

Los sellos mecánicos están diseñados para no permitirfugas hasta que se gaste la cara blanda. Se ha encontra-do que muchos sellos no tienen desgaste en las carasal desmontarlos de la bomba y las fugas empiezan mu-cho antes de que se desgasten. ;Por qué?

Errores en la instalación

Los errores en la instalación pueden ocurrir sin queel operario se dé cuenta y los más comunes incluyen eldescuido en proteger las caras de sellam;cnto, daño a loselastómeros y no verificar la posición 1’ ! ta dimensionescríticas de sello. Las caras de los sellou QC ,>*ulimentan conuna tolerancia de una banda de la t.1 de helio o sea

0.0000116 in. Esta tolerancia crítica hace que sean unode los componentes de mayor precisión en el trabajo demantenimiento. El operario debe manejar el sello comosi fuera una obra de arte. Si se cae o se golpea con cual-quier objeto, por ejemplo, en el estopero de la bomba,es casi seguro que permitirá fugas.

Además, cualesquiera partículas de herrumbre u otrocuerpo extraño que lleguen a las caras del sello durantela instalación permitirán fugas. Esto ocurre porque laspartículas se pueden enclavar en la cara de carbón blan-do y producen abrasión en la cara dura. En consecuen-cia, hay que tener un cuidado excepcional para instalarsellos. Por ejemplo, quizá se necesite una zona exclusivapara armar las bombas y también hay que pensar en lalimpieza minuciosa de las piezas de la bomba en la zonadel sello que van a seguir en servicio.

Durante la instalación, es fácil que ocurran daños enel elastómero del sello, que puede ser sello anular (“0”ring), cuña, taza cóncava, etc. Hay que fijarse bien sihay rebabas o bordes agudos al colocar el sello en el ejeo la camisa del eje, en especial los prisioneros, cuñeros(chaveteros) y estrías. Nunca utilice una cuchilla paraquitar un sello anular viejo; utilice un pasador delgadoo una varilla de madera para no cortar el elastómero;cualquier corte o melladura en el elastómero al instalar,puede permitir fugas que parecerán provenir de las ca-ras del sello cuando se arranca la bomba.

Salvo que el sello esté instalado de modo que las carastengan la carga correcta, ocurrirán fugas. El operariodebe verificar la tolerancia permitida en la instalacióndel tipo particular de sello. También se deben tener encuenta los ajustes finales del impulsor y de la posiciónde las placas de apoyo.

ll de qostu de 1980

324 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Antes de instalar el sello hay que comprobar la des-viación radial del eje o árbol con un micrómetro de esfe-ra; la lectura total del micrómetro no debe exceder de0.001 por pulgada de longitud. Además, el movimientoaxial no debe exceder de 0.005 in. Si no se pueden lo-grar esas tolerancias, habrá que ajustar o reemplazar loscojinetes pues, en otra forma, ocurrirán fugas por el se-llo.

Hay que comprobar la concentricidad y perpendicu-laridad del prensaestopas con el eje. A veces, habrá querectificar la cara del prensaestopas para tener la certezaque el componente fijo quede perpendicular con el rota-torio. Si se aprieta en exceso el retén, puede haber com-badura en la cara del sello.

Un sello nuevo no debe permitir fugas; si las hay, in-dican un error en la instalación. La fuga puede desapa-recer poco a poco pero no del todo. Hay que desarmar einspeccionar la bomba y volver a instalar o reemplazarel sello. Cuando hay errores, pueden parecer insignifi-cantes, pero si no se corrigen ocurrirán fugas y se puedepensar que el sello “no sirve para nada”.

Problemas por el diseño de los sellos

Un sello de diseño deficiente puede permitir lapérdida momentánea de contacto de las caras y su falla

Similar al Crane 0 U.S.

Similar al Crane No. 9 Similar al Dura o al Borg-Warner

en un momento dado. Cuando las caras pierden contac-to por cualquier razón, cualquier partícula en el líquidopara sello se introducirá entre las caras y se enclavará enla cara blanda, ésta funcionará como rueda abrasiva ydestruirá la cara dura.

El componente rotatorio se conecta con el eje de labomba, que tiene un movimiento axial constante entre0.001 y 0.002 in. Este movimiento lo pueden producirla desviación normal, vibración, cavitación, desequili-brio del impulsor, desalineación de los tubos y acopla-mientos y las tolerancias de los cojinetes. El sello debepoder compensar este movimiento axial, lo cual es unade las razones por las que se necesitan resortes y elastó-meros en el sello mecanice. Si se interrumpe esta com-pensación por cualquier motivo, las caras del selloperderán el contacto y habrá fuga. Las partículas de só-lidos, sin que importe su origen, atrapadas en los resor-tes 0 elastómeros 0 entre el componente rotatorio y eleje, impedirán la acción de compensación. Esto permiti-rá que se separen las caras por el movimiento naturaldel eje y la inutilización del sello.

Hay que determinar si el sello tendrá las característi-cas para soportar los factores desfavorables y si las con-diciones de trabajo son las adecuadas, para el fun-cionamiento correcto del sello. Por ejemplo, hay queestablecer si los resortes están o no encerrados, si el

Similar al Chesterton o al Dura No. RA

Componentes del selloA. Material para cara dura (cerámica)6. Mater ia l para cara b landa (carbón)C. Se l lo de e las tómero , d inámico o mov ib leD. Empaquetadura

E . Junta o sello de elastómero, estático o fijoF. PrensaestopasG. Eje de la bomba

Diseño de algunos sellos mec8nicos típicos y sus componentes b8sicos

POR QUÉ FALLAN LOS SELLOS MECÁNICOS 325

elastómero es un sello anular, una cuña u otra configu-ración y cuáles son las dimensiones críticas para la hol-gura. En general, los sellos anulares se pueden flexionarunas cuantas milésimas de pulgada y son mejores queotras configuraciones de elastómero que no permitentanto movimiento.

Los resortes múltiples pequeños producen una pre-sión más uniforme entre las caras que un solo resortegrande; sin embargo, como el alambre de este último esmás grueso, puede resistir con más facilidad la corro-sión, partículas y sustancias gomosas. La resistencia aesos factores se puede lograr en los sellos de resortesmúltiples si están instalados de modo que no toquen ellíquido bombeado. Pero, aunque los resortes puedan es-tar aislados del líquido, el elastómero y el componenterotatorio sí hacen contacto. Por ello, aunque se crea queel líquido bombeado esté limpio, una contaminacióninesperada puede ocasionar la pérdida momentánea delcontacto entre las caras del sello y ocurrirá una fuga.

El calor generado en las caras del sello puede producirla falla del elastómero o cambiar la condición del líquidobombeado en la zona del sello, lo que aumentará la co-rrosión o producirá cristalización. Por tanto, al evaluarcualquier tipo de sello mecánico se debe tener en cuentala proximidad del elastómero con las caras del sello y ve-rificar el flujo recomendado de líquido en el prensaesto-pas.

Además, el calor generado por el sello mecánico estáen función de la presión de cierre contra sus caras. Lossellos mecánicos equilibrados hacen que esa presión seamínima y se compense cuando cambia la presión hi-dráulica; por ello, el sello equilibrado requiere poco oningún líquido para lavado y enfriamiento. Otras venta-jas del sello equilibrado consisten en que son más resis-tentes si se cierra en forma brusca el tubo de descargade la bomba, requieren 20% menos caballaje que el de-sequilibrado, compensan el golpe de ariete y en que sepuede utilizar el mismo tipo de sello en bombas distintaspara diferentes presiones.

Además, hay que comprobar la compatibilidad dellíquido para el estopero con los materiales de construc-ción de los resortes, el elastómero, el componente rota-torio y el fijo. Si no se tienen en cuenta esos factores yocurre pérdida momentánea de contacto entre las carasdel sello, éste se dañará y ocurrirán fugas.

Partículas extrañas en el prensaestopas

Los cuerpos extraños en el líquido del prensaestopaspueden obstruir los componentes deslizables del sello yproducir su falla. Como se mencionó, se debe permitirque los resortes, elastómero y componente rotatoriocompensen el movimiento del eje para evitar la pérdidamomentánea de contacto entre caras. El líquido en elprensaestopas suele ser el que se bombea y su volumenes muy pequeño, de unas cuantas onzas. La presión ytemperatura de ese líquido se aproximan a las dellíquido bombeado en la succión más bien que en la des-carga de la bomba.

Si el líquido bombeado no contiene sólidos y está máso menos frío, un sello equilibrado no requiere cuidados

especiales. Pero, algunos líquidos, cuando cambian lascondiciones de funcionamiento pueden incluir sólidos,abrasivos, producir cristalización o ser corrosivos. Senecesitan controles adicionales para el líquido que llegaal prensaestopas; el problema más grande en estos con-troles es que se puede producir un paro accidental deellos. Por ello, ciertas dificultades insignificantes se pue-den pasar por alto y ocurrirá falla del sello.

Los controles del líquido para el sello se deben pro-yectar sobre la base del pequeño volumen del líquido enel prensaestopas. Algunos ejemplos de estos controlesson: 1) tubos conectados con los tubos de succión o des-carga de la bomba y que terminen en el prensaestopas;2) tubos conectados como se menciona pero con unoadicional desde el prensaestopas hasta un drenaje; 3) unsegundo líquido, compatible con el bombeado inyectadoen el estopero; 4) un buje de restricción instalado en elfondo del prensaestopas, para reducir al mínimo el orifi-cio entre el eje y la carcasa de la bomba; 5) camisa devapor, serpentines de enfriamiento o aislamiento en tor-no al prensaestopas. La selección del control se debe ha-cer después de estudiar las características del líquidoque se bombea.

El estudio de las características del líquido bombeadoindicará que se puede tener un pequeño volumen de lí-quido limpio y frío en el prensaestopas con el control desu temperatura 0 presión y si se evita el contacto con elaire. Por ejemplo, la presión en el prensaestopas se pue-de aumentar o reducir si se conecta un tubo desde lasucción o descarga de la bomba.

Un error típico cuando se bombean líquidos abrasivoses conectar el tubo de descarga de la bomba al prensaes-topas; aunque esto puede aumentar la presión y el cau-dal, las partículas erosionarán las caras del sello. Si haycristalización del líquido, la solución puede ser el controlde temperatura, cosa que es fácil mediante serpentinesde enfriamiento, camisas de vapor o con aislamiento. Sise determina que no se puede controlar el líquido bom-beado para evitar la obstrucción de los componentesdeslizables del sello, se debe utilizar un líquido de barre-ra en el prensaestopas.

Antes de seleccionar el líquido de barrera hay que es-tudiar la presión y temperatura en el prensaestopas du-rante todo el funcionamiento de la bomba; el fabricantedará esta información. El líquido de barrera debe estara una presión entre 10 y 15 psi más alta que la máximaen el prensaestopas para tener flujo correcto e impedirque el líquido bombeado pueda penetrar. Se requiere unvolumen muy pequeño en el prensaestopas. Con selloequilibrado sólo se necesita 0.06 gal/min para disipar elcalor aunque también se utilizan flujos de 3 a 10gal/min, que no son necesarios. Por ello, algunas plan-tas tienen problemas de equilibrio del agua en el sistemadel líquido de proceso. Puede ser deseable instalar unbuje de restricción en el prensaestopas para limitar elflujo del líquido de barrera y mantenerle su presión.

Ocurre un gran número de fallas de sellos mecánicospor la inestabilidad de la presión y flujo del líquido debarrera. Algunos factores que ocasionan las fallas son:1) conexiones con los cabezales en la planta, por ejem-plo, para agua tratada, en los que fluctúa la presión por-

326 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

que hay un consumo grande y poco frecuente en elmismo cabezal, por ejemplo, para adición de agua a untanque; 2) tubería que permite que el sello mecánico re-ciba líquido del fondo de un cabeza o del extremo de unramal, con lo cual todas las partículas del cabezal vanhacia el tubo de pequeño diámetro para el sello y loobstruyen con frecuencia; 3) no se tienen en cuenta alte-raciones en el cabezal para el líquido de barrera, quepermiten llegar partículas al prensaestopas, por ejem-plo, al lavar las torres de enfriamiento, reemplazar tube-rías, vibración intensa de los colgadores de tubo, etc.

El tubo de recirculación o de lavado es el de menorDI en la zona de proceso y se debe a que sólo se necesi-tan unas cuantas zonas de líquido para el sello equili-brado, pero el suministro debe ser constante y sinvariaciones en la presión. Si ocurren éstas, el líquidobombeado puede entrar al prensaestopas y obstruir loscomponentes deslizables con la consecuente falla. No esraro que se compren sellos mecánicos muy costosos he-chos con metales raros para tratar de resolver los proble-mas; pero, continuarán las fallas debidas a problemasque parecen ser insignificantes.

Para tener flujo y presión estables para el líquido debarrera se puede hacer lo siguiente: 1) conectar con unafuente de líquido de barrera a presión estable o instalar

tanques de presión para que ésta no fluctúe; 2) instalarun filtro que se pueda limpiar durante el funcionamien-to; 3) instalar un rotámetro, y 4) vigilar todos los selloscon un programa permanente de mantenimiento o lu-bricación.

Los sellos mecánicos fallan por errores en la instala-ción y en el líquido para el prensaestopas. Un estudiocuidadoso prolongará la duración y minimizará el tiem-po muerto de la bomba, con lo que se ahorrarán milesde dólares en costos de mantenimiento y de operación.

El autor

C h a r l e s W . H a w k , Jr., e s g e -r e n t e d c p r o y e c t o s d e l S o u t h e a s tR e g i o n a l E n g i n e e r i n g Group d eOlin Corp. P.O. Box 248, Charles-ton, TN 77310. Estuvo a cargo dela ingeniería en varios importantesp r o y e c t o s e n c u a t r o p l a n t a s p a r acloro y álcali, además de participaren meJoras de procesos e ingenieríac o m o i n g e n i e r o d e mantenimientocn la planta en Augusta, Ga. Antestraba5 en Martin Marietta y Proc-ter & Gamble. Es ingeniero quími-ro dr l a IJniversidad d e Tencssee e

ingeniero profesional registrado en Georgia, Alabama y Tenncsser.

Localización de fallasen sellos mecánicos

Un método sistemático, basado en el análisis de fallas, para investigar y corregir elfuncionamiento de los sellos mecánicos, servirá para obtener mayor duración útil ycostos más baj,s.

William V. Adams, Durametallic Corp

Se dice que un componente ha fallado cuando ya nofunciona como debe hacerlo. La falla puede ocurrir des-pués de un tiempo razonable de servicio. Como el tiem-po de paro de un equipo es costoso y aumentan loscostos de mantenimiento, lo que se pueda aprender me-diante el análisis de fallas, se compensará con creces alaplicar las medidas correctivas adecuadas.

En el comentario del análisis de fallas de los sellos me-cánicos se incluirán:n Componentes básicos de un sello mecánicon Causas comunes de las fallasn Observaciones y habilidad que harán que el análi-

sis de fallas de sellos sea más preciso.

Componentes básicos de todos los sellos

La función de un sello mecánico es evitar el escape delíquido por el espacio libre entre un eje en rotación y elconducto o abertura en la pared de una carcasa o un re-cipiente de presión. Como se ve en la figura 1, todos lossellos tienen tres componentes básicos: 1) un grupo deelementos primarios; 2) un grupo de sellos secundarios,y 3) los componentes para instalar, sujetar y mantenerel contacto entre las caras.

El sello primario está formado por dos caras pulimen-tadas que dificultan las fugas por el contacto de fricciónentre ellas. En todos los sellos, una cara está sujeta enuna carcasa o cubierta y la otra está montada en un ejey gira con el mismo.

Se dice que se dificultan las fugas, pero todos los sellosmecánicos tienen cierta cantidad de fugas, aunque lamayor parte de ellas no se pueda ver. Suelen ser peque-ñas y se debe permitir que los líquidos que no son peli-

grosos ni tóxicos se evaporen en la atmósfera en untiempo corto. Para los líquidos peligrosos y tóxicos, hayque tener algún medio de control.

7 de febrero de 1983

328 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Las trayectorias de fuga entre la cara fija y la giratoriase suelen cerrar con los sellos secundarios hechos confluoroelastómeros. En los sellos del tipo de empuje, elsecundario debe avanzar sobre el eje para compensar eldesgaste y la vibración en sus caras. En los sellos sinempujador, como los de fuelle metálico, éste absorbe lasvibraciones y el desgaste y los sellos secundarios son es-táticos.

Los componentes y accesorios metálicos para el sellose utilizan para:

1. Adaptar los sellos en un equipo. Pueden ser unacamisa o una cubierta para tener instalación más fácil yprecisa.

2. Aplicar precarga mecánica en las caras del sellohasta que empiece la presión hidráulica. Se logra con unsolo resorte grande o con un grupo de resortes peque-ños.

3. Transmitir el par o torsión a las caras fija y rotato-ria del sello. Se obtiene con pasadores, rebajos, muescas0 tornillos integrales con el sello.

Por complicada que pueda parecer la construcción deun sello, el primer paso en el análisis de fallas es deter-minar cuál de los componentes básicos tiene daños quepuedan indicar la causa de la fuga.

Causas de las fallas

Cuando las fugas son excesivas es que hay falla del se-llo y las causas comunes son:n Manejo incorrecto de los componentes. Permitir

que se desportillen, raspen o dañen antes o durante lainstalación.l Ensamblaje incorrecto del sello. Colocación inco-

rrecta o no instalar un componente en la cavidad parael sello.n Materiales o tipo de sello inadecuados. Selección

incorrecta del material o tipo de sello para las presiones,temperaturas, velocidades y propiedades de los líquidosen determinada aplicación.n Procedimientos incorrectos para arranque y fun-

cionamiento. Puede ser algo tan sencillo como no apli-car presión en un sello doble antes de poner en marchala bomba o dejar que el sello funcione en seco por acci-dente.n Contaminantes en el lfquido. Pueden ser partículas

de sólidos en el líquido para la cavidad del sello.n Equipo en malas condiciones. El problema puede

ser por desviación, flexión o vibración excesivas del eje.HSello gastado. Ha terminado la duración útil del se-

llo.

Aprender mediante el análisis de fallas

El objetivo del análisis de fallas consiste en obtenerconocimientos adicionales con ellas. Hay que observarcon cuidado las piezas gastadas y dañadas del sello, lascondiciones del equipo y las de funcionamiento para es-tablecer una lista de medidas que aumenten la duraciónde los sellos.

El análisis de las piezas gastadas consiste en identifi-car si los daños son por acción química, mecánica o tér-

mica, y tomar las medidas para que no se repitan. Sepuede mejorar la habilidad para el análisis de fallas si seobservan las formas básicas de daños por acción quími-ca, mecánica o térmica y para determinar:

1. El aspecto que tienen los daños.2. Cómo influyen los daños en el funcionamiento del

sello.3. Qué tipos de daños indican el historial de funciona-

miento del sello.4. Qué medidas correctivas se pueden tomar para evi-

tar la repetición de los daños en las mismas condicionesde funcionamiento.

Se comenzará el análisis con un comentario de los sín-tomas, examen de las causas y de las medidas correcti-vas en las fallas de sellos por acción química.

Ataque químico general

Síntomas. Con este tipo de falla, las piezas se verán conaspecto mate, con panales, escamas 0 que empiezan adesmoronarse (Fig. 2). Cuando las piezas dañadas sepesan y se toman lecturas de dureza y se comparan conlas piezas originales, se notará una considerable reduc-ción.

Causas. Este tipo de falla se debe a corrosión por ejem-plo de materiales inadecuados para el líquido que semaneja. Si se han utilizado sellos dobles, hay que probarel funcionamiento del sistema de presión o la pureza dellíquido para sellos.

Correcciones:1. Obténgase un análisis químico completo del pro-

ducto que toca el sello y empléese el material deconstrucción idóneo.

2. Neutralícese la corrosividad mediante sellos dobleso, cuando se utiliza un sello sencillo que tiene un bujeo pestaña selladora en el fondo de su cavidad, lávese elsello con líquido limpio y compatible de una fuente ex-terna.

Junta del Conexión paraanillo lavado

Pasador de impulsión 1 /’Prensaestopas 0 \ I /’

, ,Anillo de

j /’ / Eleme& delMontaje para / sello primario

el sello ‘L),

Sellos secundarios”

Fig. 1. Componentes básicos de un sello mechico

LOCALIZACIÓN DE FALLAS EN SELLOS MECÁiICOS 329

Fig. 2 El ataque químico produce corrosión generalizada de los componentes del sello

Corrosión por fricción

Síntomas. Es quizá uno de los tipos más comunes decorrosión en los sellos mecánicos. Permite fugas por lossellos secundarios y corroe y daña el eje o camisa que es-tán directamente debajo del sello secundario. Esta zonapuede tener picaduras o estar abrillantada con respectoal resto del eje o camisa (Fig. 3).

Causas: El movimiento entre dos superficies que nor-malmente están fijas entre sí ocasiona corrosión por fric-ción. En los sellos mecánicos, la fricción se debe a unmovimiento constante hacia un lado y otro del sello se-cundario en la camisa o manguito del eje, que eliminasu revestimiento protector. La vibración constante de la

Cjello secundario(anillo cónico) .

Fig. 3 La corrosión por fricción se produce

por vibraciones debajo del sellosecundario esthtico

empaquetadura del eje en esta superficie desgasta el re-vestimiento de superficie y permite que ocurra más co-rrosión.

Correcciones. Hay que estudiar las siguientes opcionespara reducir o eliminar los daños de corrosión por fric-ción.

1. Compruébese que no haya vibración excesiva enlos sellos secundarios. Para ello se determina que la des-viación flexible y juego longitudinal del eje o árbol noexceda de un máximo de 0.003 in (0.076 mm) medidacon micrómetro.

2. Aplíquense revestimientos protectores de aleacio-nes de cara dura, óxido de cromo o óxido de aluminiodebajo de la zona en que se deslizan los sellos secunda-rios.

3. Sustitúyase el material base del eje o camisa porotro que no requiera revestimientos pasivos 0 protecto-res para resistencia a la corrosión, como el titanio.

4. Sustitúyanse los sellos en V, anillos de cuña y cóni-cos hechos de Teflón por sellos anulares secundarios deelastómero; éstos son menos susceptibles a la corrosiónpor fricción porque son más blandos y se pueden flexio-nar ligeramente para absorber pequeños movimientosaxiales del eje.

5. Utilícese un sello sin empuje, como uno de caucho,Teflón o fuelle metálico en el cual los sellos secundariossean totalmente estáticos.

Ataque químico a los sellos anulares

Síntomas. Se puede sospechar que hay ataque por pro-ductos químicos si los sellos anulares (“0” rings) estánhinchados o tienen un asentamiento permanente queevite el movimiento axial de la cara del sello deslizable.Este ataque puede endurecer la superficie o producirburbujas o ampollas y darle un aspecto de que están car-comidos o que se desintegran (Fig. 4a).

Causas. Material incorrecto o pérdida o contamina-ción del líquido para sello.

Correcciones. Hágase un análisis químico del líquidoque se bombea y véase si es compatible con el material

330 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURA

Fig. 4 Ataque químico de los sellos anulares y anillos selladores

del sello, como primeros pasos del análisis. A menudo,los materiales de huella que no se tienen en cuenta al se-leccionar los sellos, pueden ser la causa. Si no se puedeencontrar el material adecuado, se debe proteger el sellocon lavado desde una fuente externa.

Lixiviación

Shtomas. La lixiviación produce un pequeño aumentoen las fugas y un gran incremento en el desgaste de lacara de carbón. Las caras de cerámica y de carburo detungsteno que están lixiviadas tendrán un aspecto mate(Fig. 4b) aunque no tengan ningún recubrimiento. Laslecturas de dureza de esas caras mostrarán una reduc-ción de 5 puntos o más en la escala Rockwell A en rela-ción con los valores originales.

Causas. La lixiviación ocurre por el ataque químicodel aglutinante del material base en los materiales demetales en polvo o cerámicos. Este ataque puede ser de

una profundidad de unas diezmilésimas hasta dos o másmilésimas de pulgada e inutilizará las piezas del sello.

Por ejemplo, las soluciones cáusticas y de ácidofluorhídrico lixiviarán (arrastrarán) 5% o más de losaglutinantes de síhce libre en los anillos de cerámica, locual ocasionará un desgaste excesivo en la cara decarbón. Si se deja que continúe este desgaste, las par-tículas de óxido de aluminio se desprenderán de la carade cerámica, producirán mayor abrasión y se reducirámucho la duración del sello.

Correcciones. Se pueden aplicar dos procedimientos.1. Utilícese un sello con mejor material base que con-

tenga óxido de aluminio de 99.5% de pureza paraaplicaciones con soluciones cáusticas o de ácidofluorhídrico. Para materiales de carburo de tungsteno li-gados con cobalto que se lixivian con agua u productosquímicos suaves, cámbiese el aglutinante de cobalto poruno de níquel para eliminar el ataque químico.

2. Utilícese un sistema de sellos para proveer un líqui-do amortiguador o intermedio en las caras del sello, por

Puntos altos.\‘.

Fig. 5 La deformación de las caras del sello produce desgaste disparejo y permite fugas

LOCALIZACIÓN DE FALLAS EN SELLOS MECANICOS 331

ejemplo, sello sencillo con una corriente para lavadodesde una fuente externa o un sello doble con un sistemade líquido amortiguador.

Ahora se comentarán las fallas de sellos que surgenpor problemas mecánicos.

Deformación de las caras

Síntomas. Fugas excesivas por el sello. El examen delas caras muestra un desgaste disparejo, que a veces esdíficil de detectar. Si se pulen con suavidad las caras delsello en una placa asentadora, aparecerán puntos altosen dos o más lugares que indican un desgaste disparejo(Fig. 5).

Cuusas. Los siguientes factores ocasionan la deforma-ción de las caras de los sellos.

1. Ensamble incorrecto de las piezas del sello que oca-siona cargas disparejas en uno o más puntos alrededorde las caras. Esto ocurre con frecuencia en caras demontaje rígido o del tipo con abrazaderas porque un parde apretamiento disparejo en las tuercas de la empaque-tadura transmitirá flexiones desiguales directamente alas caras del sello.

2. Enfriamiento incorrecto, que ocasiona esfuerzos ydeformaciones térmicos en las caras.

3. Acabado incorrecto del sello en la fábrica que dejauna superficie comba o con puntos altos en varios luga-res en torno a las caras.

4. Soporte incorrecto del collar del prensaestopas de-bido a cuerpos extraños o depósitos en el casquillo o adaños físicos que alteran el metal del anillo y transmitencarga dispareja a la cara estacionaria del sello.

5. Mal acabado de la superficie en la cara del prensa-estopas por corrosión o daños mecánicos.

Correcciones.1. Asiéntense las caras del sello para eliminar la causa

de la deformación.2. Considérese el empleo de montaje flexible para las

caras estacionarias para compensar la deformación delcasquillo 0 collar.

8. Cóncava

3. Apriétense las tuercas del collar con los dedos, paraajustarlo y después apriétense al par especificado.

Flexión de las caras

Síntomas. Desgaste disparejo de las caras, igual quecuando hay deformación. El desgaste es continuo en los360° de las caras y es cóncavo o convexo. La cara conve-xa permitirá fugas muy grandes; las cara cóncava pro-ducirá torsión y calor excesivos en las caras (Fig. 6). Lossellos en cualquiera de estas condiciones no serán esta-bles con presiones cíclicas.

Causas. La flexión de las caras puede ser por:1. Soporte inadecuado de la cara del sello estaciona-

rio .2. Hinchazón de los sellos secundarios.3. Flexión excesiva de los sellos cuando funcionan

más allá de sus límites de presión.4. Equilibrio inadecuado de las cargas hidráulicas y

mecánicas en las caras del sello primario.Correcciones:

1. Compruébense los límites de funcionamiento deese tipo de sello.

2. Considérese un montaje flexible para el sello esta-cionario.

3. Utilícense, para las caras, materiales como bronce,carburo de silicio o carburo de tungsteno en lugar delcarbón, que tengan un módulo de elasticidad más altoy serán de mayor resistencia a las cargas de flexión hi-dráulica y mecánica.

Extrusión (compresión)

Síntomas. Los sellos anulares u otros secundarios tie-nen deformaciones por haberlos extruido (comprimido)en los espacios tan reducidos que hay en torno a las ca-ras del sello primario. A menudo, los sellos anulares olos secundarios parecerán estar cortados o, en algunoscasos, “despellejados” (Fig. 7).

b Convexa

Fig. 6 La flexión de las caras de los sellos es continua en los 360”

z 0:

% P = Sm. ii:

m g =. 3 -. = 0 2 c a I u !i. 0 3 5

b

LOCALIZACIÓN DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 333

Líqu ido paralavado

Fig. 9 La erosión ocasionada por lavado excesivo o abrasivos disuelve la cara estacionaria del sello

Causas. Temperaturas, presiones o ataques químicosexcesivos, que ablandan el sello anular o esfuerzos exce-sivos en el mismo para una holgura dada.Correcciones:

1. Compruébense las holguras para los sellos anularesen la aplicación (Fig. 8).

2. Determínese la compatibilidad química y límitesde temperatura de los sellos secundarios.

3. Instálense anillos antiextrusión, si es necesario.

Erosión

Síntomas. Caras de los sellos carcomidas o “lavadas”en un solo lugar (Fig. 9). La erosión, por lo general,ocurrirá en la cara del sello estacionario hasta que resul-te en ella deformación excesiva o rotura. La erosión casisiempre ocurre en los materiales de carbón y grafito pe-ro también en otros materiales en condiciones más seve-ras.

Causas. Cantidad excesiva de líquido de sello ovolumen normal de líquido que contiene partículas

Fig. 10 Desgaste excesivo en pasadores, rebajosy ranuras de impulsión

abrasivas. Ambas ocasionarán un efecto de “chorro dearena” en una zona local en la cara del sello estaciona-rio .Correcciones..

1. Redúzcase el volumen de líquido para lavado delsello.

2. Elimínense los abrasivos en el líquido para lavadocon filtros o separadores de ciclón.

3. Utilícense materiales más resistentes a la erosiónen las caras como bronce o carburos de tungsteno o desilicio en lugar del carbón.

4. Cámbiese de lugar la aplicación de líquido o pón-gase una cubierta en torno a la cara del sello estaciona-rio para que no le llegue directamente el líquido.

Desgaste excesivo depasadores de impulsión

Síntomas. Desgaste excesivo de los pasadores, rebajoso ranuras de impulsión en un tiempo corto (Fig.10).

Causas. El desgaste rápido puede ocurrir en los meca-nismos de impulsión por cargas pesadas y movimientogrande entre el mecanismo de impulsión y otras superfi-cies de desgaste. También puede ocurrir mucho desgas-te con poco movimiento relativo si el mecanismo deimpulsión no está bien lubricado. Por ejemplo, los me-canismos de impulsión que funcionan en atmósferas denitrógeno o en las del aire seco que contienen partículasabrasivas se gastarán con más rapidez que los utilizadoscon una atmósfera limpia o que tienen lubricación conaceite o agua. El mecanismo que trabaja con líquidoscontaminados con abrasivos ocurre la misma situación.La causa principal de un desgaste fuerte del mecanismode impulsión es la desviación excesiva de la cara en launión entre el eje y el estopero.Correcciones.

1. Compruébense las condiciones del equipo y limíte-se el juego longitudinal, flexión y descuadramiento del

UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Fig. ll Grietas radiales en anillos methlicos ocerhmicos producidas por el calor

eje con respecto al estopero a un máximo de 0.003 in(0.076 mm) medidas con micrómetro.

2. Utilícense sellos con pasadores o rebajos de impul-sión endurecidos.

3. Considérense sellos que permitan mejor lubrica-ción del mecanismo de impulsión, por ejemplo, utilizarsellos sencillos en vez de dobles.

4. Determínense las limitaciones de presión del tipode sello.

Ahora se describirán las fallas térmicas.

Grietas por calor

Síntomas. La presencia de grietas radiales que puedenser pequeñas o grandes y que parecen salir del centro delanillo metálico o de cerámica (Fig. 11). Estas grietas ac-túan como una serie de filos en contra del carbón, grafi-to u otros materiales del sello, con lo cual se desgastancon rapidez.

Causas. Las causas comunes de las grietas por calorson: 1) falta de lubricación, 2) vaporización en las caras

del sello, 3) falta de enfriamiento y 4) presiones y veloci-dades -excesivas. Uno o más de estos factores puedenproducir alta fricción y calor en las caras del sello. Losesfuerzos térmicos excesivos producirán grietas delga-das.Correcciones:

1. Compruébese que las condiciones de funciona-miento de la aplicación están dentro de los límites espe-cificados para el sello.

2. Confírmese que el flujo para enfriamiento es ade-cuado en las caras del sello para disipar el calor. Los li-neamientos empíricos son que: u) la temperatura dellíquido que circula por la cavidad del sello no debe tenerun aumento mayor de 40% (22%), y 6) la presión enla cavidad para el sello se debe mantener 25 psi (1.72bar) por arriba de la presión de vapor del líquido quehay en la cavidad del sello para evitar la vaporización.

3. Compruébese que no se ha sobrecargado el sello.El problema puede ser porque un cojinete o collar deempuje en el equipo se haya dañado o inutilizado y pro-duzca cargas excesivas en las caras del sello.

4. Utilícense materiales más resistentes para la carga.Por ejemplo, si se utilizan revestimientos de cara dura,sustituirlos por carburos de tungsteno o de silicio quetengan límites de presión y velocidad (P-V) más altos ymás resistencia a las grietas por calor.

5. Redúzcase el vapor P-V del sello. Es un factor dela presión (psi) en las caras del sello, multiplicada porla velocidad (ft/min) del diámetro exterior de la cara delsello. Se puede consultar al fabricante y obtener sellos deotras dimensiones que reduzcan la carga hidráulica ensus caras a fin de tener una P- Vmás baja con los mismosmateriales de la cara.

6. Compruébese el enfriamiento y lubricación en lascaras del sello y mejórense si es necesario.

Vaporización

Síntomas. Las pequeñas explosiones, “bocanadas” yexpulsión de vapores en las caras del sello se conocen co-mo vaporización que produce fugas excesivas y daños.

(cy--\ Vapores (

Fig. 12 La vaporización reduce la duración y el rendimiento del sello

Fig. 13 Las ampollas producen huecos en la caradel sel!o de carbón

LOCALIZAClON DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 335

3. Compruébese si el tipo de sello es el adecuado paralos límites de presión y velocidad.

4. Solicítense al fabricante del sello sus recomendacio-nes para disminuir el calor autogenerado.

Los límites empíricos indican que la temperatura y lapresión en el sello deben ser, cuando menos, 25OF(14%) y 25 psi (1.72 bar) más bajas que la temperaturay presión de vaporización del producto en la cavidad pa-ra el sello.

Ampollas

Síntomas. Las ampollas (Fig. 13) son secciones circula-res pequeñas que sobresalen en las caras del sello de car-bón. A veces, se puede observar mejor si se utiliza unplano óptico o se pulen ligeramente las caras del sello.Las ampollas separan las caras del sello durante el fun-cionamiento y permiten fugas severas; suelen ocurrir en

Aunque la vaporización no produzca daños muy graves,disminuye la duración y el rendimiento del sello. La ins-pección de las caras a menudo indican desportilladurasen los diámetros interior y exterior y picaduras en todala superficie (Fig. 12).

Causas. La vaporización ocurre cuando no se puedeeliminar el calor producido en las caras del sello y se va-poriza el líquido que hay entre ellas. También puedeocurrir si el sello trabaja muy cerca de la temperaturay presión de vaporización del producto en la cavidad pa-ra el sello. Otras condiciones de funcionamiento queocasionarán vaporización incluyen:

1. Presión excesiva para un sello determinado2. Flexión excesiva de las caras del sello3. Enfriamiento y lubricación inadecuados del sello.

La vaporización puede indicar que el lavado del sello nofunciona o que se ha interrumpido o reducido el agua deenfriamiento que va a un intercambiador de calor.Correcciones.

1. Mejórense la circulación y enfriamiento en las ca-ras del sello.

2. Compruébese que el sello funciona a temperaturasy presiones inferiores a las de vaporización del productoen la cavidad para el sello.

tres etapas:Etapa 1: Aparecerán pequeñas secciones realzadas o

salientes en las caras del sello.Etapa II: Aparecerán grietas en las secciones realza-

das, con una configuración de estrella. ’Etapa III: Surgirán las ampollas y dejarán huecos en

la cara del sello.Causas. No se conoce bien la causa exacta de las am-

pollas. La mejor explicación es que los líquidos viscosos,como el aceite SAE 10, penetrarán por los intersticios delos sellos de carbón con el paso del tiempo. Cuando secalienta el sello, se expulsa el aceite por los poros. Lasampollas suelen ocurrir en sellos que trabajan en máqui-nas con paros y arranques frecuentes y con líquidos muyviscosos.Correcciones..

1. kedúzcase la viscosidad del líquido en la cavidadpara el sello, ya sea con el empleo de un líquido diferen-te o el aumento de la temperatura del líquido.

2. Trátese de eliminar los paros y arranques frecuen-tes de equipo que tiene sellos mecánicos.

3. Sustitúyase el carbón o grafito por un material noporoso para la cara, como carburos de tungsteno, silicioo bronce.

Fig. 14 Las astilladuras son similares a las ampollas pero ocurren en la circunferencia del sello

336 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMF?AQUETADURAS Y TUBERíAS

Fig. 15. El barniz o lodo abrasivo se sedimentan en el lado atmosférico del sello mecánico

4. Compruébense el enfriamiento y circulación en lascaras del sello. Si son inadecuados, los sellos serán mássusceptibles a las ampollas.

Astilladuras

Sintomas. Son similares a los de las ampollas, pero noocurren en la cara sino en el diámetro exterior y el ladotrasero del sello (Fig. 14).

Causas. Las astilladuras, igual que las ampollas, ocu-rren por esfuerzos térmicos excesivos, en un sello decarbón y grafito. Pero, al contrario de las ampollas, pa-rece ser que las astilladuras ocurren casi con cualquierlíquido y se debe a la expulsión repentina de la humedadcuando se sobrecalienta el sello y se deben, casi exclusi-vamente a que el sello trabaja en seco. Por ello, si haypartes muy astilladas, indica que el equipo funcionó enseco más de unos momentos.

Correcciones: Para que el equipo no funcione en seco,se debe agregar un interruptor de presión o de carga. 0como opción, se deben utilizar métodos alternos para se-llamiento, como un sello doble que tenga un sistema deconvección térmica o de lubricación forzada.

Sobrecalentamiento de sellos anulares

Síntomas. Cuando los sellos anulares de elastómero sesobrecalientan, se endurecen, agrietan y se vuelven muyquebradizos. Los sellos secundarios de Teflón se decolo-ran y se ponen de un color azul negruzco o café, tienenseñales de afluencia en frío o adoptan la forma de la ca-vidad para el sello secundario.

Causas. El sobrecalentamiento, por lo general, se debea falta de suficiente flujo de líquido enfriador en la cabi-dad del sello. También puede deberse a temperaturasexcesivas o al empleo de sellos de materiales inadecua-dos.

Correcciones: Si se observa sobrecalentamiento de lossellos anulares:

1. Compruébese el flujo de líquido enfriador en la ca-vidad para el sello y también si los tubos tienen obstruc-ciones o los intercambiadores de calor tienen exceso deincrustaciones.

2. Utilícese enfriamiento. Si las temperaturas todavíason excesivas para un sello secundario de elastómero,considérese el empleo de un sello de fuelle metálico paratemperaturas más altas.

Oxidación y carbonización

Síntomas. La oxidación y la carbonización dejan unbarniz o lodo abrasivo en el lado atmosférico del sello(Fig. 15), que pueden ocasionar desgaste rápido de lascaras o bien que se traben los sellos mecánicos del tipocon o sin empujador.

Causas. La carbonización ocurre por la oxidación odesintegración química de los hidrocarburos, que for-man residuos gruesos.Correcciones.,

1. Aplíquese lavado con vapor en el lado atmosféricode los sellos mecánicos del tipo con o sin empujador paraarrastrar los lodos o desechos abrasivos.

2. Lávese el sello con líquido limpio y frío de unafuente externa para eliminar la carbonización en la cavi-dad para el sello.

3. Aplíquese enfriamiento en la cavidad del sello conuna camisa para agua en el estopero 0 con un intercam-biador de calor enfriado por agua o por aire.

4. Utilícense materiales de cara dura, en vez de car-bón, que resistan la acción abrasiva de las partículas for-madas por la oxidación y púrguese el sello en el ladoatmosférico con vapor para eliminar el lodo y desechos.

En general, hay que enfriar los hidrocarburos que hayen la cavidad del sello a menos de 250°F (121%) paraevitar la oxidación y la carbonización. El límite de tem-peratura depende del líquido que se maneje. Por ejem-plo, los límites de oxidación de líquidos para transferen-cia de calor son superiores a 350’F (177°C).

LOCALIZACIÓN DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 337

Resumen 2. “Gide to Modem Mechanical Sealing,” 7th ed., Durametallic Corp., Kala-mamo, Mich., 1979.

El análisis de fallas no siempre es sencillo y exacto,pero se hacen con un método sistemático.

Paso 1. Identifíquense los problemas que reducen la

3. Catalog ORD-5700 [0-rings], Parker Hannifin Corp. Seal Group, Lexing-tan, Ky., 1977.

4. Strugala, E. W., The Nature and Cause of Carbon Blistering, ASLE Traes.,Val. 28, pp. 333-339, Ameritan Soc. of Lubrication Engineers, Park Ridge,III., 1972.

duración del sello. No siempre se deben al diseño y tipodel sello.

5. “Process Industries Corrosion,” p. 24, National Assn. ofCorros¡on Engineers,Houston, 1975.

Paso 3. Determínese e implántese la corrección. Estopuede requerir un análisis de costos, disponibilidad decomponentes y de los futuros beneficios económicos.

Paso 4. Vigílense los efectos de las correcciones.

Referencias

Paso 2. Estúdiense con cuidado las posibles solucionesal problema. La experiencia, la información de los fabri-cantes del equipo y las consultas con un experto en sellosayudarán a formular una lista de posibles respuestas.

El autor

1. “Metals Handbook,” 8th ed., Val. 10, Failure Analysis and Pnxention,Ameritan Soc. for Metals, Metals Park, Ohio, 1975.

William V. Adams es Director deIngeniería de la Durametallic Corp.,2 1 0 4 Factory S t . , Kalamazoo, M I49001 y está a cargo del personal dediseño, aplicación y dibujo. Fue pre-sidente del programa de familiariza-ción con sellos de la Ameritan Soc. ofLubr i ca t ion Engineers , de l U .S .Dept. of Energy y de la ASME. Tienetítulo de ingeniero mecánico de laWestern Michigan University y esmiembro de la Ameritan Soc. of Lu-brication Engineers y de ASTM.

Selección e instalación desellos mecánicosEl funcionamiento sin fugas, poco mantenimiento y cumplimiento con losreglamentos contra la contaminación son las principales ventajas de los sellosmecánicos en los ej,,.

John H. Ramsden, Badger America, Inc.

Los sellos mecánicos impiden el escape de todos los ti-pos de fluidos, sean gases o líquidos, a lo largo de un ejeo árbol rotatorio que se extiende a lo largo de una carca-sa o una cubierta. Las extensas aplicaciones de estos se-llos en las industrias de procesos químicos (IPC) vandesde la contención de fluidos criogénicos hasta fluidosde alta temperatura para transferencia de calor.

El sello mecánico tiene ciertas ventajas en relación conlas empaquetaduras porque:n Produce un sellamiento más positivo.n Elimina los ajustes manuales periódicos.n Sólo se necesita reemplazar el sello y no el eje 0 ca-

misa de la bomba.Los equipos en que se utilizan sellos mecánicos son las

bombas centrífugas y rotatorias, compresores centrífu-gos, de flujo axial y rotatorios y en los agitadores. Esteartículo se relaciona con el sellamiento de líquidos en lasbombas rotatorias, pues son la aplicación :nás común.

Los sellos mecánicos para los compresores son de di-seño muy complejo, más grandes y los manufactura elmismo fabricante de los compresores. Además, estos se-llos se utilizan para retener un gas o fluido compresibleque no sea líquido, lo cual plantea problemas exclusivosde diseño y funcionamiento. Para información adicionalacerca de sellos mecánicos para compresores, véanse lasreferencias bibliográficas 1 para compresores y 2 para agi-tadores.

Características de los sellos mecánicos

El sello mecánico se utiliza para evitar fugas por losejes, mediante dos superficies de sellamiento, una esta-

cionaria, y otra que gira en contacto con el eje. Estas su-perficies o caras de sellamiento están perpendiculares envez de paralelas con el eje. El sello mecánico es similara un cojinete porque tiene holguras muy pequeñas de fun-cionamiento con una película de líquido entre las caras?

Las dos superficies de sellamiento se llaman el anilloprimario y el anillo correlativo (Fig. 1) y cualquiera deellos puede ser estacionario. Sin embargo, en la mayorparte se utiliza un anillo primario rotatorio y un anillocorrelativo estacionario. Las caras de los dos anillos sepulimentan para darles una planicidad que se mide enmillonésimas de pulgada y permanecen en contacto entoda su superficie para producir un sello casi completo.El anillo primario tiene montaje flexible para permitir sumovimiento axial y radial y mantener el contacto con elanil lo correlativo.

Los sellos secundarios permiten el montaje flexible delanillo primario y son tazas, anillos en V o cheurones, fue-lles, anillos en forma de cuña y sellos anulares. La fuer-za de cierre necesaria para mantener el contacto con elanillo correlativo se produce con resortes, fuelles metáli-cos o magnetismo. El anillo correlativo puede tener mon-taje flexible con sellos anulares o juntas o se instala apresión.

Clasificación de los sellos mecánicos

Los sellos mecánicos se clasifican por el tipo de mon-taje, sea interno o externo y si son equilibrados (balan-ceados) o desequilibrados.

Si el anillo primario está montado en el recipiente pa-ra el líquido, se denomina sello interno; si está montado

9 de oclubre de 1978

SELECCIÓN E INSTALACIÓN DE SELLOS MECÁNICOS 339

-.. Placa de estopero

rS Caras del sello

b o m b e a d o -

- - -

a. Sello externo b. Sello interno

Fig. 1 Componentes bhsicos de los sellos mecánicos para líquidos

en el exterior, se denomina sello externo. En la ligu-ra 1 se ilustran los sellos internos y externos.

Se prefieren los sellos externos para facilidad de man-tenimiento. También permiten aislar las piezas metá-licas de los materiales corrosivos. Algunas de sus des-ventajas son:

1. La fuerza hidráulica tiende a separar las caras delsello.

2. La lubricación y lavado de las caras están restrin-gidas

3. Las partículas abrasivas en el líquido se puedenacumular en la abertura anular; después, la fuerza centrí-fuga las empuja entre las caras y producen desgaste rápido.

Para tener mejor funcionamiento se suelen preferir lossellos internos en los que todo el anillo primario está ro-deado por el líquido. Las fuerzas hidráulicas actúan jun-to con los resortes para mantener el contacto entre lascaras. El lavado y la lubricación se pueden diseñar paratener mejor enfriamiento positivo en las caras.

Las fuerzas que actúan en la cara primaria de un sellointerno sometido a la presión hidráulica en el estoperopueden producir una condición desequilibrada. En la fi-gura 2a se ilustra un sello interno desequilibrado. La pre-sión que actúa en la parte posterior del anillo primarioempuja las caras del sello entre sí. Con un sello que fun-

/Irl ,.mPlaca deNYC estopero

ciona con alta presión en el estopero, las fuerzas puedenser excesivas y producir desgaste rápido de las caras delsello. Los fabricantes de estos sellos utilizan la relaciónpresión-velocidad para determinar los límites de presiónen los sellos desequilibrados. Por lo general, el empleode sellos desequilibrados es sólo para presiones de 200psig (1 380 kPa) en el estopero, según sean el tamaño yvelocidad del eje. La Norma API 610, en su tabla 1 espe-cifica un límite más bajo y conservador.4

Las fuerzas que actúan en las caras del sello se puedenreducir con el cambio de la relación entre la superficiede cierre y la superficie de la cara. Si se reduce la super-ficie en la cual actúa la presión pero se mantiene cons-tante la superficie de la cara, se reducirá la fuerza contraésta. Esto se llama equilibrar el sello. Para llenar la su-perficie se emplea un reborde en el eje, la camisa o elretén del sello (Fig. 2b).

Aplicación de los sellos mecánicos

Casi todos los sellos mecánicos son sencillos y son ade-cuados si el líquido bombeado está limpio, libre de sóli-dos y no es tóxico ni peligroso. En la figura 3 se ilustrau n sello sencillo interno, equilibrado, típico.

Presión enprensaestopasIZ

---- Reborde en eje o camisa

8. Sello interno desequilibrado b. Sello interno equilibrado

Fig. 2 El sello equilibrado reduce las fuerzas contra las caras

340 UNIDADES. MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Para prolongar la duración, el sello se debe mantenerfrío y para ello se lava el estopero con un líquido. Si ellíquido bombeado es limpio y frío, se puede utilizar unaderivación de la descarga de la bomba para lavar el selloy eliminar el calor de la fricción ocasionada por el roza-miento entre las caras.

Si no se puede utilizar el líquido bombeado, se sumi-nistra liquido de una fuente externa, que sea compatiblecon el mismo. El líquido externo debe estar limpio, fríoy a una presión mayor que la máxima dentro del estope-ro. La presión dentro del estopero varía según el tipo yfabricante de la bomba; en las centrífugas, puede ser unascuantas psi más que la de succión o la máxima de des-carga.

La cantidad de líquido externo se puede reducir conuna restricción entre el prensaestopas y la cavidad de labomba. Esto se hace para reducir la contaminación o ladilución del líquido bombeado y disminuir el costo de ope-ración. Están disponibles restricciones que pueden ser unsello de pestaña o un buje (casquillo) de garganta.

El sello de pestaña o “labio” se utiliza para evitar queel líquido bombeado penetre al estopero y también pro-duce cierta restricción al líquido de lavado que entra ala bomba.

El buje de garganta tiene tolerancia muy precisa pararestringir el flujo. La holgura entre el buje y el eje debeser suficiente para evitar el rozamiento y depende de laexcentricidad y flexión del eje. Cuanto mayor sea la hol-gura y más corto sea el buje, mayor será la dilución dellíquido bombeado. Se utiliza un buje flotante para redu-cir más la dilución. Este tipo de buje se monta de modoque pueda seguir el movimiento del eje con una holguramuy reducida, pero sin frotamiento.

Para evitar que el líquido bombeado penetre al esto-pero, un fabricante de sellos recomienda que la veloci-dad del líquido de lavado en la garganta sea de 10 a 15ft/s (3 a 4.6 m/s). En una bomba con eje de 2 in (50 mm)de diámetro con un buje fijo que tenga una hol.gura ra-dial de 0.007 in (0.18 mm) se necesita un volumen delavado de 2.1 gpm (8 l/min) para mantener una veloci-dad de 15 ft/s (4.6 m/s). En esa misma bomba con bujeflotante que tenga una holgura radial de 0.003 in (0.08mm) se necesita 0.9 gpm (3.4 l/min).

El sello mecánico no es del tipo que no permite fugas.Funciona con el principio de producir una película de lí-quido entre las caras de sellamiento para lubricarlas y en-friarlas; ésta es la razón para que el líquido para lavadoesté limpio y frío. Según sean las condiciones y lo planode las caras del sello, las fugas son muy pequeñas, de ape-nas una gota por minuto y muchas veces no se ven.

Si el líquido que se fuga por el sello se vaporiza o con-densa a la presión atmosférica, habrá que proveer unsello auxiliar, como una empaquetadura o un buje ex-trangulador hacia fuera de las caras del sello en el discode la empaquetadura. Se proveen conexiones para res-piración o drenaje para descargar los vapores en la at-mósfera en un lugar seguro, para evacuar el condensadoo enfriarlo con un líquido enfriador (Fig. 6).

En circunstancias que se requieren cero fugas, por latoxicidad, la contaminación ambiental, etc., el sello sen-cillo no suele ser adecuado y se utiliza un sello mecánico

Conexión de derivaciónpara lavado Sello Placa

.Prensaestopaw, -. ,. secundario .,‘estope

Fig. 3 Relación de componentes para sello internosencillo, equilibrado

doble (Fig. 4), que es el tipo más común. Se colocan dossellos “encontrados” que tienen una cavidad entre ellos.Para dar buena duración del sello, se circula en la cavi-dad un líquido para sello con temperatura y presión con-troladas.

El líquido para sello debe estar a una presión superiora la de funcionamiento del estopero para que funcioneel sello. Por ello se necesita que haya alguna fuga entrelas caras. El líquido que pasa por la cara interna entraráal estopero y se mezclará con el líquido bombeado. Ellíquido que pasa por la cara externa saldrá a la atmósfe-ra. Por ello, el líquido de sello debe ser compatible conel que se bombea y no ocasionará problemas de conta-minación. Se puede utilizar como líquido de sello uno lim-pio y frío que venga de otro sistema de bombeo en laplanta o se debe tener un sistema cerrado para serviciode una o más bombas.

Otro tipo de sello que se utiliza con frecuencia pararesolver problemas ambientales y de seguridad es el quetiene sellos en paralelo o tándem (Fig. 5) que tienen tresdiferencias principales con los sellos dobles:

Primera, ambas caras del sello están en la misma di-rección en vez de estar “encontradas” (espalda con es-palda).

Segunda, el líquido en la cavidad del sello se utilizacomo barrera y está a una presión menor que la que hayen el estopero. Por tanto, las fugas serán del estopero ala cavidad del sello que contiene el líquido de barrera.

- - - --.-Tabl, I Límitesde presión para sellos

desbalancéados (American PetroleurrInstitute Standard 610)

Dihmetro interior del Velocidad Presión desello de l e je sellado

in mm rpm psig kPa--~% hasta 2 1 3 hasta 50 Hasta 1 800 1 0 0 690

1 8 0 1 hasta 3 600 50 345

Por arriba de 2 Por arriba de 5 0 Hasta 1 800 5 0 345hasta 4 hasta 100 1 8 0 1 hasta 3 600 25 1 7 2

Fuente: Ref. 4

SELECCl6N E INSTALAGÓN DE SELLOS MECÁNICOS 31

Prensaes topas ._-\

L

%

Líquido bombead

Anillo primario----- ____

7interno

__-- P laca de estopero

Sa l ida de l í qu idode se l lo (ar r iba)

t

Ent rada de l íqu idode se l lo ( fondo)

Z--

- Anillo correlativoexterno

- - - - - -______-- Anillo primario-

/

externo

Fig. 4 Los sellos dobles “encontrados” eliminan las fugas del líquido bombeado hacia la atmósfera

Tercera, se utiliza lavado del sello en el estopero paraeliminar el calor de la fricción. El sello secundario (ex-terno) sirve de complemento para el primario o interno.

Accesorios para sellos mecánicos

Un requisito del líquido para sellos es que esté limpio.Las partículas extrañas suspendidas pueden penetrar en-tre las caras del sello y dañarlas.

Filtros. Un método para tener líquido limpio es con unfiltro en el tubo de derivación o en el tubo de alimenta-ción del sello. Se deben tener en cuenta dos preguntasantes de seleccionar ese filtro.

1. ;Qué cantidad de sólidos hay que filtrar? Si el lí-quido del sistema está muy sucio, los filtros se llenarány obstruirán con rapidez y ocasionarán altos costos demantenimiento.

2. iFunciona o no la bomba en un cuadro cerrado?Si la bomba está en un sistema de una sola pasada, elfiltro se llenará con frecuencia y habrá que cambiarlo;en esta situación se debe escoger un sistema diferente delavado. Si la bomba está instalada en cuadro cerrado elfiltro, con el tiempo, limpiará todo el sistema y la fre-cuencia de los cambios será mucho menor.

Los filtros se deben instalar por pares para que fun-cione uno mientras se limpia el segundo para dejarlo co-mo reserva.

Los elementos del filtro pueden ser de muchos mate-riales y hay que tener cuidado de que sea compatible conla corriente de líquidos que se va a filtrar.

Separadores de ciclón. Son muy adecuados para sistemasde bombeo de una sola pasada en el cual un filtro se obs-truiría con rapidez al retener los sólidos de una corrienteen derivación para lavado. El líquido derivado entra alciclón en sentido tangencial, cerca de la parte superior.Se lanzan las partículas pesadas contra la pared del ci-clón y salen por el fondo. El líquido aclarado se muevehacia dentro y arriba y sale por la conexión para lavadodel sello en el prensaestopas. Los sólidos y algo de líqui-do retornan a la succión de la bomba desde el fondo delciclón.

La eficiencia del separador de ciclón depende del ta-maño de partículas de sólidos y su concentración, la den-sidad relativa de los sólidos y el líquido y la caída depresión en el separador. Su eficiencia aumenta con par-tículas más grandes, mayor concentración de la solución,diferencias más grandes en la densidad relativa y mayorcaída de presión en el separador.

Control de la temperatura

Los sellos mecánicos están destinados para funcionarhasta 750’F (400%) y también los hay para temperatu-ras más altas. Sin embargo, cuanto más frío se puedamantener el líquido de lavado, más durará el sello y ha-brán menos problemas de mantenimiento. Hay variosmétodos para controlar la temperatura en el estopero.

La mayor parte de las bombas incluyen o se puedenequipar con camisas para el estopero a una zona que ro-dee a éste para circular agua de enfriamiento. Este mé-todo produce cierta reducción de la temperatura.Además, la cara estacionaria del sello se puede taladrarpara dejar circular el agua; esto es más eficaz para elimi-nar el calor generado por el rozamiento entre las carasdel sello. Sin embargo, si el anillo estacionario es de car-bón, hay poca eliminación de calor y este método no esmuy eficaz.

El mejor método es utilizar un intercambiador de ca-lor en el sistema de derivación para lavado, en el cualse puede enfriar directamente el líquido antes de inyec-tarlo en el estopero. Se prefiere una temperatura de me-nos de 200’F para el líquido de lavado.

En los sellos mecánicos sencillos o dobles se puede uti-lizar un sistema cerrado que consta de un anillo de bom-beo y un intercambiador de calor en un cuadro cerradode tubería. El anillo de bombeo es ranurado, se montaen el eje entre los sellos; puede girar y sirve como unabomba de baja capacidad y baja carga. Estos anillosproducen suficiente carga para circular el líquido de se-llo del estopero por el intercambiador de calor y de re-torno. El intercambiador puede ser enfriado por aire opor líquido. A veces se prefiere el anillo de bombeo en

342 UNIDADES, MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Prensa- Derivación

Fig. 5 El líquido intermedio esth a presión mhsbaja que la del estopero en este sello enparalelo o tándem

vez de un sistema de derivación con intercambiador,porque en tal caso el intercambiador puede ser mas pe-q u e ñ o .

El tubo para lavado debe ser lo más corto que se pue-da y no tendrá codos ni curvas, para que las pérdidas porfricción sean mínimas. La capacidad y la carga del ani-llo de bombeo son proporcionales a la velocidad periféri-ca del anillo; se acostumbra una velocidad mínima de 800ft/min (4 m/s).

Si se va a utilizar sistema cerrado con un sello mecá-nico doble, se necesita algún sistema para mantener lapresión en el cuadro más alta que la del estopero paraevitar las fugas del líquido bombeado por el sello inter-

Conexión C o n e x i o n e s d e

no. Una forma de mantener esa presión para el sello escon un detector de la presión de succión o de descargade la bomba y mantener un diferencial fijo por arriba deesa presión con un resorte 0 una carga estática.

El control de la temperatura no siempre es para el en-friamiento. Cuando se bombean líquidos para transfe-rencia de calor, aceites pesados, etc., con puntos de fusiónmuy superiores a la temperatura ambiente se necesita ca-lentar el estopero para evitar que el material se cristaliceo solidifique. Las camisas del estopero se pueden utilizarpara el vapor. Hay disponibles placas para estopero ca-lentadas por vapor. Si no se tiene vapor a temperaturasuficiente, se puede utilizar calefacción eléctrica.

Función de la placa de estopero

La placa de estopero es parte importante del sello me-cánico porque el anillo estacionario se monta en ella.También es la pieza que se atornilla en el prensaestopasy forma una sección de la cubierta para retención de pre-sión en la cual sobresale el eje.

Además de servir para montar el anillo estacionario,la placa también permite instalar componentes para se-guridad. Un sello mecánico es sólo eso: un aparato paraevitar las fugas y por ello es susceptible de fallar y si ocu-rre, habrá fuga. Se debe reconocer este riesgo y determi-nar si la fuga pone en peligro al personal, el equipo 0 elambiente. Si existe peligro, hay que proveer algún me-dio de controlar la fuga.

Ya se mencionaron las opciones, sellos dobles y sellosen paralelo, para contener las fugas en caso de falla delsello. La tercera opción es proveer algún medio de con-tener y recolectar el líquido y enviarlo a un lugar seguro.Para ello, se emplea una placa de estopero que tenga una

Conexión para lavado‘\

,,Conexión para respiraderof

-Collar de expansión

a. Bujeestrangulador

fijo

“ - - - - ) - - E l u j e es;;yuladov

_-.___.--

Conexión parC o n e x i o n e s d e

-respiradero (superior)y drenaje ( infer ior)

b. Buje estranguladorflotante

P r e n s a -e s t o p a sauxil iar

c. Prensaestopa - Empaquetadura auxiliar ‘\iuxiliar

Cgnexión para drenaje.-.__.--

Fig. 6 Las conexiones para respiración, drenaje o enfriamiento contienen y reciben las fugas delos sellos

SELECCIÓN E INSTALACIÓN DE SELLOS MECÁNICOS 343

holgura muy precisa con el eje y sirva para respiración,drenaje o enfriamiento.

En la figura 6a se ilustra una placa de estopero con unaconexión para respiración 0 enfriamiento, una conexiónpara drenaje y un buje estrangulador fijo, el cual es si-milar al buje de garganta fijo y necesita una holgura unpoco grande para no rozar contra el eje. Si hay que re-ducir todavía más las fugas, se puede instalar un buje degarganta flotante (Fig. 6b). La cantidad de fuga con es-tos bujes se determina igual que los bujes de garganta.

Un método más positivo para evitar las fugas por eleje es un prensaestopas auxiliar (Fig. 6c), que consisteen uno o más anillos de empaquetadura con un casquilloque sirve de retén. Hay que circular agua por las cone-xiones de respiración y drenaje para lubricar la empa-quetadura.

La placa de estopero también puede servir como co-nexión para lavado cerca de las caras del sello primario.La mayor parte de las bombas, en especial las que tie-nen prensaestopas con empaquetadura, tienen una co-nexión para lubricarla, que se puede utilizar comoconexión para lavado de un sello mecánico. Sin embar-go, debido a que la conexión, muchas veces, está entrelas caras del sello y la bomba, permite que se forme unazona de estancamiento en el prensaestopas, hacia fuerade la conexión, que puede aminorar la eliminación de ca-lor de las caras del sello y permite la acumulación de cuer-pos extraños.

El punto preferido para la inyección del líquido de la-vado es justo hacia fuera de las caras del sello primario,para que el líquido pase por ellas y vuelva a la bombapor la garganta del prensaestopas. En la figura 3 se ilus-tra una placa de estopero con conexión para lavado quedeja pasar el líquido por las caras del sello.

Materiales de construcción

La selección de los materiales adecuados para las con-diciones de funcionamiento es muy importante para lo-grar larga duración del sello. Hay que tener en cuentael diseño, condiciones de funcionamiento y lubricacióndel sello.

El tipo de líquido que se retiene influirá en el tipo delsello que se escoja. Por ejemplo, si se requieren 0 prefie-ren sellos secundarios de fluorocarbono por su resisten-cia al líquido bombeado, se necesita un sello con anillosen V o con copas cóncavas para contrarrestar la tenden-cia a la afluencia en frío de una resina pura de fluorocar-bono. Si se utiliza un fluorocarbono con relleno, comoNylon con fibra de vidrio, entonces se puede emplear eltipo de sellos anulares.

La presión y la temperatura también influyen en el di-seño de los sellos. Los materiales para los sellos primarioy secundario, resortes y placa de estopero (retén) se de-terminan por la temperatura, la corrosividad y la com-patibilidad del líquido.

Se dijo antes que un sello mecánico es similar a un co-jinete con una película de líquido entre las caras; si noes lubricante, tal como un hidrocarburo ligero, se nece-sitan caras autolubricantes en el sello.

En la mayor parte de las combinaciones de materialespara los anillos del sello se utiliza carbón o grafito en unade las caras. Se emplea porque tiene buenas característi-cas de desgaste, es más blando que otros materiales y máscompatible en una amplia gama de temperaturas y demateriales corrosivos. Otros materiales que se suelen uti-lizar para las caras son Stellite, carburo de tungsteno, ace-ro inoxidable, cerámica y Ni-Resist, que tienen límitesmáximos de temperatura entre 350’F (177’C) y 750’F(400%).

Para trabajo con líquidos corrosivos, los anillos delprensaestopas, resortes y fuelles están disponibles en di-versos materiales, como acero inoxidable, Monel y Has-telloy.

Los materiales para el sello secundario son, entre otros,Buna N, Neopreno, resinas de fluorocarbonos y grafito.Cada material tiene sus límites de temperatura que vandesde -320’F (-196OC) hasta 800’F (427%).

Los fabricantes de sellos tienen tablas para seleccióndel material para una serie de líquidos en las que se re-comiendan el tipo y material del sello para la mayor par-te de los líquidos.

Debido a las grandes variaciones en material y cons-trucción, hay sellos disponibles para temperaturas desde-350’F (- 212%) hasta 750’F (400°C) y para presio-nes desde subatmosféricas hasta 2 500 psi (17 238 kPa).

Instalación y funcionamiento

La instalación correcta de los sellos mecánicos es im-portante. El movimiento axial del eje debe ser menor de0.004 in (0.1 mm), pues el movimiento axial excesivo pue-de ocasionar desgaste del eje o camisa en el punto de con-tacto con el sello secundario. También puede producirexceso o falta de carga o traqueteo de los resortes, queharán fallar el sello. La flexión del eje de más de 0.003in (0.8 mm) puede producir desgaste de las caras del se-llo y del eje en el punto de contacto del sello secundario.Hay que comprobar también el escuadramiento del pren-saestopas y la concentricidad de su cavidad. Hay que se-guir con cuidado las instrucciones para instalar los sellospara evitar problemas.

El momento más crítico para un sello es cuando se po-ne en marcha la bomba por primera vez. Por lo general,la bomba está inundada pero las caras del sello puedenfuncionar en seco durante un tiempo corto hasta que setiene funcionamiento estable. Durante el arranque escuando se pueden introducir sólidos y dañar los sellos.También es el momento en que la bomba funcionará ca-si en condiciones de cierre, con lo que habrá calentamien-to excesivo del líquido bombeado e inestabilidad delfuncionamiento. En estas condiciones, se pueden dañarlos sellos.

Si el sello es el correcto y está bien instalado, puededurar quizá dos años después de arrancar la bomba enel supuesto de un buen funcionamiento del sello. Algu-nos de los problemas que pueden ocurrir con los sellosmecánicos son:

1. Pérdida de la película entre las caras, que puedenproducir grietas por calor (en la cara dura o la explosióndel anillo de carbón.

UNIDADES, MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

2. Desgaste de las caras por los sólidos en el líquidoo por un líquido que se cristaliza entre las caras.

3. Deformación del anillo estacionario, ocasionada porapretar en exceso los tornillos del estopero.

Los sellos mecánicos permiten bombear líquidos que,por razones de protección ambiental, no se pueden mo-ver con una bomba que tenga empaquetadura en el eje.

3. Karassik, 1. J., Krutzsch, W. C., and Messina, J. P., eds., “Pump Handbook,”pp. 2-8’2 to Z-89, McGraw-Hill, New York, 1976.

4. API Standard 610, “Centrifuga1 Pumps for General Refmety Services.,” 5thed., Ameritan Petroleum Institute, Washington, D.C., March 1971.

El autor

Aunque la inversión en sellos mecánicos es mayor queen empaquetaduras, aquéllos requieren menos atencióny tienen menores costos de mantenimiento’10 cual com-pensa la inversión adicional.

Referencias

J o h n H . Ramsden e s i n g e n i e r oen jefe de equipo rotatorio cn Bad-gcr Amcrica, Inc., O n e Broadway,Cambridge, MA 02142. Está a car-go dc la selección y aplicación debombas, compresores, expansores ypropulsores en muchos proyectos delas industrias de procesos químicos.

1. Boyce, M. P., How to Achieve Online Availability of Centrifuga1 Compres-son, Chem. Eng., June 5, 1978, pp. 122-125.

2. Ramsey, W. D., and Zoller, G. C., How the Design of Shafts, Se& andImpellen Affects Agitator Performance, Chem. Eng., Aug. 30, 1976, pp.105-108.

Tiene título de ingeniero químicode la Tufts Universtty y maestría enadministración de empresas de laNorthwestern University; es ingenie-t-o profesional registraod en Massa-chusetts.

Selección e instalación deempaquetaduras mecánicasLas empaquetaduras correctas y bien instaladas en ejes rotatorios, pueden aislar dela atmósfera el Kquido del equipo de proceso.

Richard Hoyle, A. W. Chesterton Co

Los nuevos materiales han hecho posibles empaque-taduras que sellan mejor, duran más y reducen el des-

cos detienen las fugas por completo. Además, sólo dejanescapar cantidades diminutas de vapores durante todo el

gaste del equipo. funcionamiento.Aunque la tendencia actual es construir plantas total-

mente selladas con sellos mecánicos o de caras de extre-mo, las empaquetaduras mecánicas son una opción viablede los sellos en una gran variedad de servicios. Se exa-minará la tecnología de las empaquetaduras mecánicasy se comentarán, en su caso, los méritos relativos de lasempaquetaduras y los sellos.

r-v P r e n s a e s t o p a s

La principal ventaja de las empaquetaduras es la faci-lidad para seleccionarlas e instalarlas en un prensaesto-pas o estopero (Fig. la). Las empaquetaduras tambiénevitan las serias fallas que pueden ocurrir con los sellosmecánicos.

L í q u i d o .

Lado del 0

.-Fuga

) L a d o d eimpulsor

L í q u i d

propuls ión

Las empaquetaduras funcionan con el principio de fu-gas controladas en aplicaciones dinámicas. No se pretendeque eliminen por completo las fugas de un equipo sinoque permitan una cantidad controlada de escurrimien-to, como se describirá en detalle. Por otra parte, con lossellos mécanicos se pretende parar por completo cualquierfuga. Por ello, hay que definir lo que son fugas o escurri-miento.

k-.-l

a. Empaquetadura mechica

Fugas por empaquetaduras y sellos

Un sello mecánico (Fig. Ib) transfiere el desgaste deleje o camisa del equipo a las partes integrales del mismollamadas caras de sello o caras de desgaste. Si estas carasestán lo bastante planas y lisas, impedirán que las fugassalgan a la atmósfera. Si se define que una fuga es unlíquido visible, se puede afirmar que los sellos mecáni-

L a d o d epropuls ión

b. Sello mec8nico

Fig. 1 Mltodos para contener y aislar líquidos en

los ejes

346 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Trenzada sóbre

núcleo torcido

a. Trenzada

Fig. 2 Construcciones bhicas de empaquetaduras mecánicas

Torcida, corrugada

y prensada

Con material de núcleo

b. Methlica

Desde un aspecto técnico, los sellos mecánicos tienenfugas continuas, pero en un año de uso continuo de ellas,con un sello que funcione bien en servicio con agua, nollegarán al equivalente de una taza. Por el contrario, unaempaquetadura que escurra 60 gotas por minuto, pro-duciría 15 tazas por día. Sin embargo, en una bomba quemaneje 300 gpm, el porcentaje de fugas es de sólo0.00026%. Entonces, la finalidad básica de las empaque-taduras es el control y no la eliminación de las fugas.

Se dice que los sellos mecánicos evitan las fugas, por-que éstas son insignificantes, aunque a veces pueden serconsiderables y, lo que es más importante, incontrola-bles en caso de falla del sello, lo que obligará a retirarel equipo del servicio en un momento inoportuno.

Tipos de empaquetaduras mecánicas

Se utilizan los términos empaquetadura blanda, em-paquetadura de bloqueo, empaquetadura de compresióny empaquetadura trenzada para describir parte o todoslos tipos de ellas. Las definiciones de metálicas o plásti-cas son para productos específicos.

La mayoría de las empaquetaduras están destinadaspara equipo rotatorio. También se utilizan en válvulasy otras aplicaciones como en juntás para puertas, en mez-cladoras, para juntas de expansión y bombas reciprocan-tes. Si se utilizan en una bomba debe haber escurri-miento. En las válvulas, juntas de expansión o juntaspara puertas generalmente no hay escurrimiento ni in-filtraciones.

En este artículo sólo se mencionarán las empaqueta-duras mecánicas utilizadas en las bombas y con referen-cia ocasional a las empleadas en las válvulas. No sedescribirán las juntas y empaquetaduras automáticas nilas hidráulicas.

Los cuatro tipos de empaquetaduras son entretejidacuadrada, plegada cuadrada, trenzado sobre trenzado ytrenzada sobre un núcleo. Los más utilizados son la en-tretejida cuadrada y la trenzada sobre un núcleo. Las di-ferencias en el trenzado dependen del tipo de máquinaen que se fabrican las empaquetaduras (Fig. 2a).

La empaquetadura entretejida se hace en una máqui-na llamada trenzadora de celosía. Los hilos se forman endiagonal en la empaquetadura (Fig. 2a). Es la mejor pa-ra retener su forma cuadrada y para controlar toleran-cias de manufactura. La de trenzado cuadrado y plegadatambién retiene su forma cuadrada pero suele ser una es-tructura trenzada absorbente que puede absorber unagran cantidad de lubricante. El tipo de trenzado sobretrenzado se trenza en forma redonda y después se pasapor una prensa escuadradora o una calandria para darlesu forma cuadrada. La empaquetadura trenzada sobreun núcleo también se trenza redonda y se le da la formacuadrada con una calandria. Los materiales básicos pa-ra estas cuatro empaquetaduras son fibras animales, ve-getales, minerales y varias sintéticas que se describiráncon mayor detalle.

Las empaquetaduras metálicas se hacen con plomo obabbitt, cobre o aluminio y son de envoltura en espiralo de construcción plegada, torcida; se pueden utilizarotros materiales pero éstos son los que más se emplean.Estas empaquetaduras suelen tener un núcleo de mate-rial elástico compresible y algún lubricante (Fig. 2b). Elnúcleo es un cordón de caucho sintético o mecha de as-besto. Las empaquetaduras metálicas se emplean por suresistencia física, no absorbencia, resistencia al calor ocualquier combinación de ellas.

Las empaquetaduras de plástico pueden ser de cons-trucción homogénea o, a veces, están formadas sobre unnúcleo. Con frecuencia, tienen una camisa de asbesto u

Automhtica Flotante

i

Compresión Anillos V (se ilustran). Además, Anillo de pistón Con resorte ka ilustra).Tranzada, de plástico o metálico, tazas, tazas de pist6n. sellos anulares Ademas, bujes f lotantes, vari l la

con 0 sin núcleo y anillos de sección cuadrada segmentada y sallos hidrodMmicos

Fig. 3 Clases de empaquetaduras mechicas para sellar ejes

SELECCION E INSTALACIÓN DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 347

otro material trenzado para ayudar a mantenerles la for-ma. Estas empaquetaduras se suelen hacer con materia-les a base de fibras de asbesto, con grafito o con micay aceite 0 grasa; a veces se agregan otros materiales paratener un producto terminado con las propiedades desea-das.

Otros dos tipos son las empaquetaduras de caucho ylona y de caucho y asbesto. Las empaquetaduras de cau-cho y lona son capas laminadas de lona de algodón quese trata con un compuesto de caucho sin curar; la curaproduce la forma, tamaño y resistencia finales deseadosy después se impregnan con lubricantes secos, sólidos ohúmedos. Las empaquetaduras de asbesto y tela son si-milares a las de caucho y lona. Ambos tipos se utilizantambién con anillos de extremo para bombas de baja ve-locidad que manejan líquidos muy viscosos. En este ser-vicio, las empaquetaduras suelen tener refuerzo dealambre.

Los lubricantes para empaquetaduras mecánicas sonsólidos, secos o líquidos. Los sólidos o secos pueden serel tetrafluoroetileno (TFE), grafito, mica y disulfuro demolibdeno. Los líquidos incluyen aceites, refinados y sin-téticos, grasas minerales y animales y diversas ceras. Al-gunas empaquetaduras incluyen su propio lubricante yson las de tipo grafítico.

Clases de empaquetaduras

Las empaquetaduras mecánicas se pueden dividir entres clases generales que son: tipo de compresión, auto-máticas y flotantes y se ilustran en la figura 3.

En las empaquetaduras de compresión se utiliza la fuer-za producida por la placa de extremo para hacer contac-to con el eje. En estas condiciones, el lubricante suavizael control con el eje y se va disipando con el tiempo. Cuan-do ocurre la pérdida total del lubricante, hay que reem-plazar la empaquetadura (Fig. 4).

Las empaquetaduras automáticas son de una construc-ción en la cual el contacto con el eje no depende de lacompresión del prensaestopas o sólo depende de la com-presión inicial del mismo. Se suelen instalar de modo quela presión ayude a las fuerzas de sellamiento. Cualquierempaquetadura del tipo de pestaña o labio, sella en unsolo sentido y se utiliza más en máquinas reciprocantes.

Un anillo de pistón es un ejemplo de empaquetaduraflotante; cualquier empaquetadura segmentada que fun-ciona en un espacio limitado y que se mantiene unidacon resortes, sería del tipo flotante. En este artículo nose describirán las flotantes ni las automáticas.

Propiedades de las empaquetaduras

Las propiedades deseables en la empaquetadura me-cánica son elasticidad, resistencia a los productos quími-cos y resistencia física.n La elasticidad permite colocar la empaquetadura

en un prensaestopas y que sufra una ligera deformaciónpara adaptarse en el mismo. También permitirá que sedeforme cuando haya flexión del eje durante el funcio-namiento.

w La resistencia a los productos químicos evitará elataque por el líquido que se sella con la empaquetadura;esta resistencia debe incluir la del lubricante. Las pérdi-das de lubricante por ataque o “lavado” por los produc-tos químicos a menudo son toleradas por los usuarios.Por ejemplo, un disolvente podría disolver un lubricantede petróleo en la empaquetadura, por lo cual se necesitaun tipo diferente. Cuando se pierde el lubricante, el ma-terial trenzado ya no sella, se vuelve abrasivo y hay quereemplazar la empaquetadura para evitar daños al eje ocamisa.

w La resistencia física protege la empaquetadura con-tra daños mecánicos en particular cuando hay “chico-teo” del eje o cualquier acción mecánica producida porel líquido, por ejemplo, cuando el líquido se cristaliza enla empaquetadura y se produce desgaste mecánico entreella y el eje o camisa. Para estos casos, se deben utilizarun anillo de cierre hidráulico y lavado.

La empaquetadura mecánica deseable debe:w Incluir lubricante para sacrificio para que al arran-

que inicial o si se aprieta en exceso la empaquetadura,en vez de que se dañe ésta, se pierda el lubricante.n Mantener su volumen físico y no perderlo con ra-

pidez. Para ello, u) no se utiliza lubricante o b) se utilizauna combinación de lubricantes para que la pérdida devolumen sea lenta y controlable. Por ejemplo, el empleode lubricantes que se funden a diferentes temperaturaspuede controlar la pérdida de volumen.n Minimizar las rayaduras del eje o camisa.w Tener máximas aplicaciones dentro de su tipo. Es-

to sólo es posible con las más costosas. Con las de fila-mentos o cintas de grafito y algunas de TFE.

Materiales para las empaquetaduras

Debido a las crecientes exigencias del servicio, las em-paquetaduras hechas con fibras animales o vegetales ocuero tienen un empleo cada vez más limitado. Losmateriales más comunes son las fibras minerales como

J!l! $Jzj!$ &J!l! $Jzj!$ &Empaquetadura nuevaEmpaquetadura nueva Se escapa el lubricante primarioSe escapa el lubricante primario La pérdida de lubricante enducereLa pérdida de lubricante enducere

de la empaquetadurade la empaquetadura e inutiliza la empaquetadurae inutiliza la empaquetadura

Fig. 4Fig. 4 El casquillo del estopero oprime la empaquetadura contra el ejeEl casquillo del estopero oprime la empaquetadura contra el eje

UNIDADES, MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

ZQué es la empaquetadura ypor qué se necesita?

Si se aplican cera o petrolato en un cordón decáñamo torcido, se tiene una empaquetaduramecánica primitiva, que serviría para impedir laentrada de agua, a una lancha en el lugar en que elarbol de la hélice sale del casco al agua. La cavidaddonde se pone la empaquetadura se llama prensaestopaso estopero. Este ejemplo presenta los elementosprimarios de una empaquetadura mecánica: unmaterial fibroso al cual se agrega un lubricante.

Con el tiempo se arrastrará la cera y el cáñamo sepuede pudrir por la inmersión. Para que estaempaquetadura tenga buen resultado en la lancha, sedeben buscar materiales que no se pudran confacilidad y un lubricante que no se disuelva confacilidad en agua dulce o salada y que no se pegueen el árbol cuando no se utiliza la lancha durantealgún tiempo.

En la industria hay muchas aplicaciones similares alas de la lancha, pero mucho más complejas. Lasempaquetaduras se utilizan casi con cualquier líquidoconocido, con todos los equipos y en diversascondiciones de servicio. Por ejemplo, se requiere quesellen a temperaturas desde -300°F hasta 2 OOO’F ycon presiones desde un vacío hasta 1 000 psig. Ahorase utilizan empaquetaduras hidráulicas para presionesmayores de 15 000 psig.

asbesto, vidrio, cerámica y metal y las libras sintéticascomo el Teflón y el carbón. Todavía se utilizan algodón,lino y cuero; el cuero es para tazas o copas y el algodónse emplea en ciertas aplicaciones sencillas por su bajo cos-to. El lino es muy común en las empaquetaduras mari-nas por su resistencia a pudrirse, compresibilidad yresistencia a la tracción.

Debido a que se sabe que el asbesto (amianto) es car-cinógeno, se hará un breve resumen de los reglamentosoficiales para utilizarlo. Debido a que el asbesto es unmaterial restringido, se necesitan métodos estrictos paramanejarlo y hasta que queda en su forma terminada fi-nal debe cumplir con los requisitos, en cuanto a exposi-ción, de la Occupational Safety and Health Act (OSHA)y reglamentos similares en otros países. Dado que la ma-yor parte de las empaquetaduras de asbesto terminadascontienen lubricantes o algún aglutinante, ya no estánbajo el control de la OSHA. La parte aplicable del regla-mento dice:

“Las fibras de asbesto deben ser modificadas con un agluti-nante, revestimiento u otros materiales de modo que durantecualquier uso previsible, no ocurra el manejo, almacenamien-to, eliminación, procesamiento 0 transporte a una concentra-ción de fibras en el aire mayor a los límites de exposicióndefinidos por la OSHA. No hay empleo previsible de estos pro-ductos que produzca una cantidad mensurable de partículas deasbesto en suspensión en el aire. Si es necesario alterar estosmateriales en una planta, nunca se deben cortar con sierras o

con abrasivos en ninguna forma, sino que se deben cortar concuchillas. ”

El asbesto tiene una resistencia excepcional a los pro-ductos químicos y al calor, además de su gran retenciónde lubricantes. El tipo que más se utiliza para empaque-taduras es la crocidolita blanca, por la longitud, resisten-cia y flexibilidad de sus fibras. En la tabla 1 aparecen lasgamas de temperatura para diversos tipos de empaque-taduras.

En algunas plantas se ha prohibido el uso del asbesto.Si la OSHA, u otras autoridades y la industria deben de-sechar los productos de asbesto, se necesitarán otros ma-teriales. Cuando se emplean empaquetaduras de fibrasde TFE, grafito o cerámica aumentará el costo, mien-tras que si se utiliza algodón, por ser más barato, durarámuy poco.

La fibra de vidrio Fiberglass se ha utilizado en algu-nas empaquetaduras mecánicas; resiste. los productos quí-micos y se puede trenzar con facilidad, aunque tienealgunos inconvenientes. El principal es que se desinte-gra y desgasta el equipo. Aunque se ha trabajado paraperfeccionar la libra de vidrio, parece ser que el empleode libras de cerámica, aunque son mucho más costosas,a la larga pueden sustituir al asbesto. La cerámica, quetiene resistencia a las altas temperaturas y es inerte paralos productos químicos, pulimenta en vez de gastar uneje o una camisa. Por ello, hay posibilidades de utilizar-la mucho en las empaquetaduras mecánicas, pero su des-ventaja es el alto costo. A la larga, quizá el Fiberglassserá el sustituto de bajo costo para la cerámica.

La hilaza de grafito ha tenido mucha aceptación en’losúltimos años, pero sus desventajas son la fragilidad y elalto costo. Es porosa pero esto se corrige con llenadoresde carbón dispersos en las fibras que bloquean el líquidoy, al mismo tiempo, reducen las roturas de las libras. Qui-zá su única desventaja sea el costo.

Uno de los factores en muchos productos nuevos quetienen alta resistencia al calor es que el punto débil yano es la empaquetadura. Desde siempre, cuando se aprie-ta en exceso o se instala en forma incorrecta, ha ocurri-do la falla pero el lubricante que contiene protege elequipo. Las empaquetaduras de cerámica o grafito no fa-llan al apretarlas en exceso, pero su aplicación incorrec-ta puede generar suficiente calor para fundir el eje ocamisa. Por tanto, hay que tener cuidado especial alins-talar y en el asentamiento inicial de las empaquetadurasde grafito.

Tabla I Intervalos de temperatura paraempaquetaduras de asbesto

Contenido de asbesto, Temperatura aproximadaGrado % de servicio, “F

Comercia l 75 - 80 Hasta 400Underwriters 80 - 85 450

A 8 5 - 9 0 550AA 90 - 95 800A A A 95 - 99 750AAAA 99 - loo 900

SELECCIÓN E INSTALACIÓN DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 349

Lubricantes para empaquetaduras

La mica es una sílice hidratada y es similar al talco co-mo lubricante; ambos se utilizan todavía en empaqueta-duras de válvula pero rara vez en máquinas rotatoriaspor la alta fricción que producen. También se empleanen donde la decoloración del producto ocasionada por elgrafito o el disulfuro de molibdeno puede ser un proble-m a .

El grafito es el lubricante más común para empaque-taduras y es inerte ala mayor parte de los productos quí-micos. Su valor lubricante se atribuye a las obleas muydelgadas que se adhieren a la empaquetadura y otras su-perficies de contacto. Uno de los problemas con el grafí-to es que facilita la corrosión electrolítica 0 galvánica y,por ejemplo, ocasiona picadura de los vástagos de válvu-las en servicio con vapor a alta presión.

El disulfuro de molibdeno es un lubricante seco conaspecto, forma y “tacto” similares al grafito, pero no pro-duce corrosión electrolítica. Su utilidad principal es evi-tar el desgaste de las superficies metálicas porque seadhiere a los ejes, con lo que se mejora la lubricación delas empaquetaduras, pero tiene la desventaja de que seoxida a unos 650’F y pierde sus propiedades lubrican-tes.

Otros lubricantes como la grasa mineral, el sebo y losaceites de petróleo tienen resistencia limitada a la tem-peratura y a los productos químicos. Los aceites de pe-tróleo s.e pueden carbonizar a altas temperaturas y sereduce o pierde su valor lubricante.

El disulfuro de tungsteno es otro lubricante para tem-peraturas muy altas, alrededor de 2 400’F y es muy re-sistente a la corrosión. Aunque no tiene las cualidadeslubricantes del disulfuro de molibdeno o del grafito, sítiene resistencia a las altas temperaturas y se emplea enempaquetaduras para válvulas de vapor y juntas de ex-pansión.

El TFE ha sido el adelanto más grande en lubricantespara empaquetaduras y se utiliza en muchos tipos. Pue-den contener hasta 35% de TFE según el tipo de cons-trucción y las características de absorbencia de la hilazabase; tiene un límite de temperatura de 500’F y es casiinerte a todos los productos químicos. Las excepcionesson los metales alcalinos fundidos y algunos compuestoshalogenados raros.

Se utilizan algunos aceites de siliconas como lubrican-tes para altas temperaturas. Estos aceites tienen mayorresistencia a la corrosión y pueden funcionar a tempera-turas más altas. A menudo se agregan en el anillo de cie-rre hidráulico durante la instalación o el funcionamientode la empaquetadura.

El lubricante ideal para empaquetaduras debe:1. Lubricar entre la empaquetadura y el eje para evi-

tar desgaste, rayaduras o pegaduras. Es esencial un bajocoeficiente de fricción.

2. Actuar como bloqueador entre las fibras para evi-tar el escape de un exceso de líquido por las costuras dela empaquetadura.

3. Ser insoluble en el líquido que se bombea.4. Trabajar a la temperatura recomendada para la em-

paquetadura básica, excepto cuando se trata de un lu-bricante de sacrificio que ayuda en el asentamiento inicial.

5. Tener larga duración en almacén sin endurecerseni perder sus características básicas.

6. Ser compatible con el líquido que se bombea y nocontaminarlo.

7. 1mpedir la corrosión galvánica o electrolítica.En la tabla II se resumen los límites para los materia-

les y lubricantes de las empaquetaduras.

Adición de lubricante a la empaquetadura

El anillo de cierre hidráulico, llamado a veces de lin-terna, se hace con material rígido como bronce, acero ino-

Tabla II Límites mhximos de servicio de empaquetaduras macãnicas

P r e s i ó n eFugas al Fugas en Temperatura temperatura

Empaquetadura asentamiento, funcionamiento, mhxima, mhxima,gotaslmin’ gotas/min’ T’ psig4

Presiónmhxima,

psig4

Temperaturaa presiónmhxima,

+

Asbesto y PTFE 120 6 0 500PTFE, lubricado 120 6 0 500Asbesto y gra f i to 6 0 400Grafito y fibra 6 0 1 000 (600)*Cinta de grafito 60 1 000 (600)’Plomo 6 0 350Aluminio 6 0 800 EOO)*Lino 6 0 2 0 0Plástico 6 0 350

5 0505 05 05 05 05 05 05 0

2 0 02 0 02503603 5 0

”2 0 02 0 0

1 0 01 0 01 0 03003 0 01002 0 02 0 02 0 0

1. Cantidad de fugas: 1 ml/min = 10 a 20 gotas/min.2. El número mayor es para atmósfera no oxidante; el menor es para atmósfera oxidante.3. Se suponen anillos formados en troquel.4. La temperatura es la del producto; la presión es la del prensaestopas.

Datos bhsicos: Eje de 2 in, 3 550 rpm. Fugas controladas durante 720 h. Se’bombea agua. Se supone AT máxima de 1OO’F (50°Fcon lino) por la fricción del eje. Se pueden esperar resultados satisfactorios con estos límites y con el Procedimiento de Prueba No. 1de Fluid Sealing Assn. (FSA).

350 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

fx Lubr icante

I --

El lubr i can te puede ser l íqu ido o g rasa

Fig. 5 El anilo de cierre sirve para lubricar la

empaquetadura

xidable, Nylon o TFE y es poroso parapermitir el librepaso del lubricante. El lubricante penetra por el exteriordel anillo y fluye ai eje o camisa. Este anillo tiene anillosde empaquetadura en ambos lados (Fig. 5).

Otros tipos de empaquetadura

En estos últimos años se han introducido otros tiposde empaquetaduras como las de cordón de TFE y las decinta grafítica.

El cordón de TFE está disponible en carretes y tienecierta semejanza con un cordón duro de pasta dentífri-ca. Cuando se pone en el prensaestopas se adapta a suforma y tiene todas las ventajas del TFE. Su empleo prin-cipal es para formar juntas y para empacar válvulas yuna gran ventaja es que permite reducir el número dejuntas y empaques de válvula en existencia.

La empaquetadura de cinta grafítica se forma sobreel eje (Fig. 6). Después se introduce en el prensaestopasy se comprime contra los anillos. Sus ventajas: es auto-lubricante, flexible, buena conductora de calor, resistentea las altas temperaturas, máxima resistencia a la corro-sión y se puede instalar en un estopero de cualquier ta-maño. Es un poco engorrosa para instalarla pero da muybuenos resultados y no se necesita tener una gran exis-tencia.

Algunos productos de TFE extruido y de grafito y TFEse utilizan por su facilidad para formarlos dentro del pren-saestopas. Tienen buena duración para sellar en un eje

Empaquetadura de c in ta d e

;quillo

Fig. 6 La empaquetadura formada en el sitio es

autolubricante

o camisa que puedan estar rayado, pero las rayadurasdeben ser lisas. Estas rayaduras son una característica deldesgaste de la empaquetadura y estos productos se de-ben adaptar a las irregularidades en los ejes rotatorios.En ejes alternativos, las rayaduras deben ser axiales y li-sas.

Selección de la empaquetadura

Cada fabricante de empaquetaduras publica sus guíaspara la selección; ésta es más bien un arte que una cien-cia. Los factores que se deben considerar en la selecciónincluyen todas las condiciones del líquido como tempe-ratura, lubricidad y presión y los del equipo como velo-cidad, condiciones físicas, material del eje o camisa yaspectos diversos como dimensiones, espacio disponible,servicio continuo o intermitente y cualquier combinaciónde ellos. Por tanto, se necesita adiestramiento del perso-nal de la planta.

Los dos factores más comunes para la selección de laempaquetadura son PV y el pH. El factor PV es la pre-sión (P, psig) en el prensaestopas multiplicada por la ve-locidad (V, ft/min) en el superficie del eje e indica ladificultad relativa de la aplicación; cuanto más altosea el número más difícil será. Por ejemplo, un eje de1 7/8 in que gire a 1 800 rpm y trabaje con 50 psi, tieneun factor PV calculado como sigue:

PV = 50(1.875 a/12)(1 800) = 44 178

Un eje de 4 in a 1 200 rpm y 50 psig tiene un factorPV de 50 265; sería la aplicación más difícil, con todaslas demás condiciones iguales.

El pH es una medición de la acidez o alcalinidad deun líquido. La escala es de 0 a 14, en donde 0 represen-ta un ácido fuerte, 7 es neutro o sea agua destilada y 14es un álcali 0 cáustico fuerte. Las guías para selecciónincluyen los valores del pH.

También se deben tener en cuenta muchos otros facto-res. Por ejemplo, se puede requerir lavado de un anillode cierre hidráulico o agregar un sistema de enfriamien-to y drenaje de la empaquetadura o calentar o enfriarel eje respectivo.

Anillos de extremo

Desde el principio de las empaquetaduras mecánicas,se han colocado anillos en la parte inferior del prensaes-topas o en su parte superior junto al disco y se llamananillos de extremo. Su finalidad es evitar la extrusión delos anillos contiguos hacia un espacio libre excesivo seaen la parte inferior del prensaestopas o en los diámetrosinterior y exterior del disco. Estos anillos, que suelen serde un material más denso y, muchas veces, mecánicos,también pueden ser tejidos si las condiciones de funcio-namiento lo permiten. Desde hace unos años, el anillodel extremo tiene además la función de actuar como ani-llo bloqueador inicial para evitar que entren sólidos alprensaestopas y destruyan la empaquetadura.

Los anillos de extremo se hacen con babbitt, aluminioy diversas telas tejidas que, muchas veces se vulcanizan

SELECCIÓN E INSTALACIÓN DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 351

para darles un alto grado de dureza. Los anillos se cor-tan de una hoja y se ajustan a la medida del prensaesto-pas. Un tipo más reciente se fabrica con material macizocomo TFE o carbón y grafito; estos materiales autolu-bricantes permiten al usuario obtener holguras muy pre-cisas entre el eje y el prensaestopas para evitar laextrusión. Esto es de particular importancia cuando seutilizan materiales más fáciles de extruir como produc-tos de cinta de grafito y de TFE plegable.

Anillos alternados

Si se utilizan anillos de diferentes materiales y se colo-can alternados en el prensaestopas, se pueden lograr ca-racterísticas que no se obtienen con ninguna empaque-tadura. Por ejemplo, si se alterna un anillo muy blandocon una empaquetadura dura, se resistirá la deformaciónbajo presión. 0 bien si se alterna un anillo blando de gra-fito con uno de TFE ayudará a controlar la rápida dila-tación del TFE con los cambios de temperatura; lablandura del anillo de carbón protegerá al de TFE du-rante la dilatación. Por lo general, el empleo de anillosalternados lo deciden el usuario y el fabricante según laaplicación. Dado que la selección de empaquetaduras esmás bien un arte que una ciencia, no se pueden demos-trar los resultados de un tipo particular.

Cuando el usuario tiene el mismo cuidado al instalarempaquetaduras que cuando instala los sellos mecánicos,se pueden tener mucho mejores resultados con la de ani-llos alternados. Con empaquetaduras de TFE se tendránmejores resultados si los anillos alternados permiten apre-tar más el estopero; el anillo alternado evitará que se cha-musque el TFE porque permite su dilatación más rápidacuando se genera calor. Además, el material para el ani-llo alterno puede funcionar hasta cierto grado cuando severifica el TFE.

Un problema con los anillos alternados es que se difi-culta tener empaque eficaz cuando el prensaestopas tie-ne poco fondo y hay que utilizar anillo de cierre hidráu-lico.

Anillos formados con troquel

Un anillo formado con troquel es un material que que-da a la elección del usuario; se coloca en un molde y se

le aplica presión para eliminar todos los huecos en el anillode empaquetadura. El molde es de un tamaño específicopara que el anillo sea del diámetro del eje o camisa y deldiámetro interno del prensaestopas. Estos anillos se co-locan en el prensaestopas y hay mínima necesidad de vol-vera apretar el casquillo durante el asentamiento inicial.Estos anillos tienen máxima resistencia a la extrusión, nodejan entrar materiales abrasivos y pueden sellar con pre-siones altas. Estos factores, a menudo, compensan su cos-to más elevado.

Los anillos formados en troquel se emplean principal-mente en aplicaciones para alta presión en donde se ne-cesitaría un largo tiempo de asentamiento inicial si seemplean anillos no troquelados; con ello se reduce esetiempo.

Estos anillos pueden ser una gran ayuda para mante-ner el anillo de cierre hidráulico en su lugar. En este ca-so, los anillos entre el anillo de cierre y el fondo delprensaestopas serían troquelados y los que están entre elanillo de cierre y el casquillo o collarín no serían de estetipo. Sin embargo, hay la posibilidad de que las fugasdesde la entrada al anillo de cierre hasta el casquillo fue-ran mayores que desde ese anillo hasta el líquido que sebombea. Se recomienda que todos los anillos de empa-quetadura sean del tipo troquelado.

Para empacar una bomba centrífuga

Se calcula que el 75% de todos los problemas con lasempaquetaduras son por mala instalación; el método escrítico y con mucha frecuencia se supone que es cosa derutina y no se tienen en cuenta los problemas que pue-den ocurrir. Los daños, muchas veces, son tan pequeñosy se los acepta y pocas personas dedican el tiempo paraestudiar la instalación y establecer un procedimiento, aun-que éstos varían según la instalación y el líquido. El per-sonal de mantenimiento inexperto utiliza una sola técnicapara todas las empaquetaduras y los resultados puedenvariar. El personal adiestrado puede evitar muchas fa-llas debidas a los procedimientos de instalación.

En una publicación con los procedimientos para em-pacar bombas, se incluyen 44 operaciones. En otra, lasinstrucciones son en 19 pasos y dan a entender que seaplican.al 90% de las instalaciones, pero con muchas ex-cepciones.

Entrada de líquido conectada Entrada de líquido conectada

con descarga de bomba con fuente externalI I-I I

I

Entrada de líquido conectada

con fuente externa

,/’I’

Presión

mosférica

Fuga

a. Servicio para succión negativa b. Servicio con pastas aguadas c. Servicio con abrasivosPara que haya líquido en el prensaestopas Liquido limpio de lavado para el anillo Liquido limpio de lavado para el anillo

Fig. 7 Colocación del anillo de cierre hidráulico para servicios específicos

352 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Se trata de reducir el número de operaciones para quesean más sencillas y se simplifiquen las explicaciones.

1. Mídanse la desviación y el juego longitudinal deleje, que deben estar dentro de las especificaciones del fa-bricante. En algunas bombas antiguas, la empaquetaduraservía como una especie de cojinete y su duración era muyreducida. Al examinar el equipo se deben tener presen-tes los requisitos de que el eje debe girar con suavidad,no tener rebabas, vibraciones ni chicoteo. Hay que exa-minar siempre el cojinete y, si hay dudas, reemplazarlo.Para tener buenos resultados el equipo debe estar en bue-nas condiciones para que no ocasione fallas.

2. Examínense las condiciones del interior del pren-saestopas; es mucho más importante de lo que parece.Pueden ocurrir fugas grandes en el sello estático que seforma entre el diámetro exterior de la empaquetadura yel diámetro interior del prensaestopas. Este diámetro debeser liso y con un acabado que no exceda de 70 micropul-gadas. Si el DE del prensaestopas es áspero, se puede tra-bar la empaquetadura y requerir demasiada presión enel casquillo para corregirlo y, a menudo, ocasiona fallasde la empaquetadura.

3. La colocación correcta del anillo de cierre hidráu-lico es crítica si se necesita lavado. Consúltense las ins-trucciones del fabricante de la bomba para el número deanillos de empaque que se instalan después del anillode cierre. Se puede pensar en el empleo de anillos forma-dos en troquel para ayudar a colocar el anillo de cierre(Fig. 7).

4. Determínense el tipo y tarnaño correctos de la em-paquetadura. Todos los operarios saben que las empa-quetaduras se fabrican para que. ajusten, pero losfabricantes también saben que sólo se logran buenos re-sultados con la selección y ajuste idóneos para la aplica-ción.

5. Córtense los anillos con un mandril (Fig. 8a); si nose tiene se pueden utilizar el eje o la camisa de la bomba.Hay que hacer un corte recto para que las puntas que-den a tope. Quite los anillos metálicos del mandril comose indica en la figura 8b. Se recomienda cortar los ani-llos con una cortadora.

6. Quítense los anillos viejos de la bomba con las he-rramientas adecuadas y evítese el contacto de metal conmetal cuando sea posible. Compruébese que se han qui-tado todos los anillos; si queda uno solo en el prensaesto-pas el anillo de cierre no quedará bien instalado. Elprensaestopas se debe llevar con un desengrasador o pro-ducto similar. Compruébese que no llegan cuerpos ex-traños ni el producto limpiador a los cojinetes.

7. Consúltense las instrucciones del fabricante de laempaquetadura. iHay alguna recomendación especial pa-ra el lubricante? Si no se conocen el lubricante requeri-do y su posible interacción con el líquido que se bombea,no se utilice lubricante. Dado que el 70% del desgasteocurre en los dos últimos anillos, o sea los más cercanosal collarín, la lubricación puede ser crítica, siempre ycuando se puedan lubricar.

8. Abranse los anillos con un movimiento de rotaciónal instalarlos en el eje de la bomba (Fig. 8b).

9. Asiéntese cada anillo al instalarlo; hay que colocary comprimir uno por uno, con una herramienta especial

.., Empaquetadura

a. Córtese la empaquetadura en ehandril

b. Gírese para sacarla del mandril

Fig. 8 Para cortar y desmontar anillos de

empaquetadura

o con un cilindro dividido. Hay que girar el eje de vezen cuando para comprobar que no se traba con el asen-tamiento excesivo. Las uniones entre las puntas se de-ben desalinear 120’. Después de envolver los anillos enel eje hay que evitar las aberturas entre las puntas corta-d a s .

10. Después de instalar la empaquetadura, apriéteseel collarín con los dedos. Si es posible, haga girar la bom-ba una pequeña distancia cada vez. Las fugas inicialesdeben ser grandes, en un chorro pequeño y no un goteolento. Con empaquetaduras de TFE es necesario aflojarotro poco más el collarín. Si la empaquetadura es 100%de TFE, este paso es crítico y hay que seguir las instruc-ciones del fabricante. Si la empaquetadura empieza a des-prender humo, párese la bomba y aflójese el casquillo.Hay que tener un escurrimiento abundante antes de vol-ver a poner en marcha la bomba.

Normas para empaquetaduras y sellos

Los sellos mecánicos con caras de sello han tenido granaceptación. En muchos casos son obligatorios en servi-cios con líquidos que se sospecha o se sabé que son carci-nógenos como el cloruro de vinilo y el benceno.

En muchas bombas, las empaquetaduras mecánicas he-chas con los materiales modernos e instaladas por perso-nal adiestrado lograrán resultados casi iguales que lossellos mecánicos. Las empaquetaduras nunca podrán sus-tituir a los sellos mecánicos porque están prohibidas conciertos líquidos, pero son una opción viable en un grannúmero de otras aplicaciones.

En servicios peligrosos en refinerías, por ejemplo gaso-lina y propano, la norma API 610 (del Ameritan Petro-leum Institute) requiere emplear sellos mecánicos. LaAgencia de Protección Ambiental (EPA) exige sellos me-cánicos dobles para los carcinógenos. La OrganizaciónInternacional de Normalización (ISO) y Ameritan Soc.of Lubrication Engineers (ASLE) han establecido nor-mas para sellos mecánicos; Fluid Sealing Assn. (FSA) y

SELECCIÓN E INSTALACIÓN DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 353

National Fluid Power Assn., (NFPA) tienen normas pa- El autor\ra empaquetaduras mecánicas e hidráulicas y FSA ha pro-mulgado pruebas estándar para empaquetaduras, con lascuales cualquiera puede establecer los factores de lubri-cación de empaquetaduras. Un objetivo de la FSA es queel “arte” de las empaquetaduras se convierta en una cien-c ia .

Lo que todavía predomina en la selección entre sellosy empaquetaduras es la facilidad de instalación. Cada unotiene sus propias aplicaciones y se ha tratado de ayudara tomar una decisión.

R i c h a r d Hoyle esta a cargu del<I<sarrolln e ingcmería rr,rp0rat¡v0scn l a A . W . Chesterton Co. , Stonc-han, M A 0 2 1 8 0 . Ingresó harc mu-chos años y ha trabaJado cn arnplia-ciones, a d q u i s i c i o n e s y p r o b l e m a stécnicos especiales en las plantas. Esmiembro dc los î0miti.s para wllo\mecánicos y crnpaquctaduras cn AS-LE, FSA, ANSI y Technical Assn.of the Pulp and Paper Industry. Esg r a d u a d o del Lowcll Tcchnologicallnstitute.

Diseño de tuberías para lascondiciones de succiónEl análisis correcto de las condiciones del proceso, relaciones hidráulicas yconfiguraciones de la tubería asegurará el no tener problemas con la instalación yfuncionamiento de las bombas para procesos.

Robert Kern, Hoffmann - La Roche, Inc

Las bombas centrífugas requieren flujo de líquidos li-bre de vapores en el tubo de succión en la entrada a losálabes del impulsor para funcionar de modo satisfacto-rio. Las bombas reciprocantes requieren ese flujo despuésde la válvula de entrada.

Una bomba centrífuga no puede mo,ver mezclas de lí-quidos y vapor. La bomba de desplazamiento positivopuede bombear líquido con vapor, pero con gran reduc-ción en su eficiencia volumétrica, aunque el porcentajepor peso del vapor sea una proporción muy pequeña delflujo total.

La gradiente de presión a lo largo de la trayectoria dellíquido en la bomba tiene características similares a lasde una válvula y orificio de control. Entonces, en lugarde que haya pérdida de presión, la presión corriente abajoserá mucho mayor que la presión de succión (Fig. 1).Tanto en el tubo de succión como en la bomba la pre-sión mínima no debe caer a menos de la presión de va-por del líquido a la temperatura de bombeo. Esteprincipio esencial se debe cumplir con el diseño del siste-ma y con los planos para diseño de tubería.

Carga neta positiva de succión

Si la presión en una bomba centrífuga cae a menos dela presión de vapor del líquido a la temperatura de bom-beo, se formarán burbujas justo antes del borde de en-trada de los álabes del impulsor. Después se aplastaránlas burbujas por el rápido aumento en la presión en elimpulsor. Este fenómeno se llama cavitación y puede re-ducir la eficiencia de la bomba y ocasionar ruido, vibra-ción y desgaste o roturas del impulsor.

Para evitar la cavitación, los fabricantes de bombas em-plean una presión positiva de succión llamada carga ne-ta positiva de succión requerida, (NPSH),, la cual es lapresión por arriba de la del vapor del líquido que se bom-bea, medida en la brida de succión con un manómetroen la línea de centros de la bomba. Es la presión necesa-ria para contrarrestar las pêrdidas por fricción y turbu-lencia entre la boquilla de succión y la entrada al impulsory, por lo general, se expresa como una carga de agua enlas curvas de capacidad de carga de la bomba. La(NPSH), para la bomba aumentará con el volumen de

Bomba centrífuga

Presión en boquilla de entrada

succión boquilla bombaw

Trayectoria de flujo

Fig. 1 Gradiente de presión a lo largo de latrayectoria del líquido en la bomba

DISER DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE SUCClóN 355

flujo y mucho más con la velocidad de rotación delimpulsor’

(NPSH,), = (n,In,)‘(NPSH,), (1)

en donde (NPSH,), es la carga neta positiva de succiónrequerida si se aumenta la velocidad de la bomba a n2rpm. (NPSH,), y n, se obtienen con la curva de carga ycapacidad de la bomba, para flujos inferiores aproxima-damente de 20 a 25% que la capacidad nominal, cercade los puntos de máxima eficiencia, los requisitos deNPSH pueden ser mayores que para el flujo normal. Es-to ocurre en especial con las bombas de alta capacidady baja carga.

La carga neta positiva de succión disponible,WPSH), 3es la energía potencial de una instalación, ex-presada en pies de carga de líquido y se calcula con

(NPSHA)(p)W = P (2)

en donde p = densidad del líquido a la temperatura debombeo, lb/ft’j y P = presión superior a la de vapor enel centro de la brida de succión, en psi.

Si se supone que p = SP,, en donde pw = densidaddel agua a 60°F, de 62.37 lb/fts y S es la densidad rela-tiva del líquido a la temperatura de bombeo, la ecuación(2) se convierte en

(NPSH,) = 2 . 3 1 P/S (3)

Ejemplo del procedimiento para diseño

Una bomba centrífuga que tiene entrada de succión de3 in y descarga de 2 in succionará 120 gpm de aguade condensado de un tambor de succión elevado, comose ilustra en el siguiente diagrama

Tambor de succ ión ’

El tubo de succión desde el tambor es cédula 40 de 4in, reducido a 3 in para la succión de la bomba e incluyetres codos, un colador, una válvula de compuerta y unreductor. Los datos de flujo del agua del condensado son:

Volumen de flujo. 120 gpmDensidad. . . . 60.67 lb/ft3Densidad relativa. . 0.94Presión en tambor de succión. 14.7 psiaTemperatura, subenfriado 175’FTemperatura, saturado 2 12°FViscosidad. 0.35 cp

Información adicional: El tubo de 4 in tiene un diáme-tro interior, d, de 4.026 in, por tanto, d’ = 16.21 in’ ydi = 1.058 in5. La bomba centrífuga de 3 x 2 funcio-na a 1 750 rpm y con un flujo de 120 gpm tiene una(NPSH), = 5.5 ft, con impulsores de diámetro entre4 1/2 y 6 1/2 in. Hay que determinar la (NPSH), paraeste sistema y la velocidad del flujo en el tubo de suc-ción.

Las velocidades del líquido en el tubo de succión debenser de 2 a 4 ft/s en tubos con tamaños nominales de 3a 10 in. Para el flujo en gpm y diámetros de tubo en pul-gadas, se aplica la siguiente:

” = 0.408(Q/cP) (4)u = 0.408(120/16.21) = 3.02 ft/s

Por tanto, la velocidad de flujo en el tubo de succión de4 in está dentro de los valores recomendados.

Para determinar la pérdida de presión en el tubo desucción de 4 in se calcula primero el número de Reynolds:

Nm = 5’3.6(Qld)(~h) (5)

NRc = 50.6( 120/4.026)(60.67/0.35)NRc = 261435

El factor de fricción, f, para este número de Reynoldses igual a 0.018 para tubo de hierro comercial, nuevo.Debido a que el tubo de succión en este problema ya es-tá instalado, se aumentará el factor de fricción en 25%para el tubo usado. Por tanto,f = 0.018 x 1.25 = 0.023.

Para determinar la caída de presión como pérdida uni-taria por 100 ft, se sustituye en:

A P , , = 0.0216fpQZ/d5)AP,, = 0.0216(0.023)(60.67)( 120)2/1,058

AP,, = 0.41 psi/100 ft

05)

Después, se encuentra la longitud equivalente del tu-bo de succión y sus accesorios con los datos publicados.”

Longitud del tubo. 15 ftPérdida en entrada a tubo de succión. 10 ft3 codos de 10.5 cada uno.. _. 31.5 ft1 colador. . . 40 ft1 v á l v u l a d e c o m p u e r t a . 4.5 ft1 reductor. . 3.0 ft

Longitud total equivalente, L. 104 ft

Por tanto, la pérdida total en el tubo y sus accesorios seconvierte en:

AP = AP,,(L/lOO)AP = 0.41(104/100) = 0.43 psi

Ya se pueden hacer los cálculos y análisis para encon-trar la carga neta positiva de succión disponible, con losdatos de la tabla 1.

Significado de carga neta positivade succión

Para tener funcionamiento confiable de la bomba, la(NPSH), debe ‘ser igual o mayor que la (NPSH),. Por

356 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Tabla I CBlculos de carga neta positiva de succión NPSH

1. Presión en la superf icie del l íquido2 . Presión de vapor del l íquido3 . Presión disponible4. Presión de carga estática ( + ) o elevación de succión ( -)

5 .

6 .

7 .

8 .

9 .

10.11.

(ft x ,0)/144 = (7 x 60.67)/144

Línea 3 + línea 4PP máxima del equipo, 0 psi

Pérdida en tubo de succión, 0.43 psiLínea 6 + línea 7Presión disponible en boquilla de succión, P

NPSH disponible = 2.31 (P/S)

NPSH disponible = 6.19 > 5.5 = NPSH requerida

Líquido subenfriado Líquido saturado

1 4 . 7 psia 1 4 . 7 psia

-6 .75 psia -14 .7 psia

7.95 psi+ 0 . psi*

+2.95 psi*10.9 psi*

+ 2.95 psi*2. psi*

- 0 . 4 3 psi - 0 . 4 3 psi

1 0 . 4 7 p s i * 2 . 5 2 p s i *

2 5 . 7 3 f t 6.19 ft

* Estas presiones son mayores a la presión de vapor del liquido en la boquilla de succión de la bomba

Notas: La densidad. p. y la densidad relativa S se deben medir a la femperatllra de bombeoLa línea 9 y la linea 10 deben ser positivasLinea ll: NPSH requerida según la curva de carga y capacidad del fabricante

tanto, hay que elevar el equipo de proceso, cuando me-nos, a una altura igual a la suma de la (NPSH), de labomba más las pérdidas por fricción en el tubo de suc-ción cuando se bombean líquidos saturados.

En la boquilla de succión, la carga de velocidad tam-bién es una componente positiva de energía. Sin embar-go, no se incluye en los diagramas de NPSH de bombasfabricadas en Estados Unidos. En consecuencia, para loscálculos de (NPSH), no hay que tener en cuenta la car-ga de velocidad.

Según las normas del Hydraulic Institute,’ “Los re-quisitos de NPSH de las bombas centrífugas se suelen de-terminar para manejo de agua. Se reconoce que albombear hidrocarburos, la NPSH para obtener funcio-namiento satisfactorio se puede reducir en ciertas condi-ciones”. Pero, se acostumbra utilizar los datos delfabricante para la (NPSH), mínima cuando se manejanhidrocarburos de densidad relativa menor de 1. Esto sig-nifica que: 1) la NPSH disponible y la requerida no va-rían según klensidad relativa del líquido y 2) para unabomba centrífuga dada, se puede utilizar una curva del a NPSH requerida con todas las densidades relativas nor-males.

El efecto de la densidad relativa se puede explicar co-mo sigue: si se utiliza la analogía de que la ?JPSH es unafuerza que empuja al líquido dentro de la bomba y enel supuesto que ésta tiene una (NPSH), de 8 ft con unacapacidad dada, se puede demostrar que una carga de8 ft de agua es igual a 3.45 psi, mientras que una cargade 8 ft de gasolina equivale a 2.60 psi. Parecería que lafuerza que empuja el líquido hacia la bomba disminuyesegún la densidad relativa. Pero, la masa de líquido quese acelera ha disminuido en la misma proporción.5

Cuando hay que escoger entre dos bombas de igual ca-

pacidad, la que tenga la (NPSFI), más elevada, costarámenos, aunque sólo resultará económica si no se pierdela ventaja del precio con el costo de elevar el equipo deproceso. A menudo se especificará una bomba verticalpara que el equipo esté más cerca de la rasante.

Si se va a utilizar una bomba reciprocante para moverlíquido saturado y se desea máxima eficiencia, hay quehacer análisis y cálculos de las condiciones de la NPSH,similares a los de una bomba centrífuga. La resistenciaen la válvula de entrada de una bomba reciprocante es /

mayor que la pérdida en la entrada a un impulsor. De-bido al flujo a oulsaciones, también se debe tener en cuen-., .ta la resistencia adicional en la tubería.

Altura de aspiración

Presión encima del líquido

tPresión de vapor a

temperatura de bombeo

Sistemas para cebado_ Resoiradero

I

ia por fr,i;-!n suecoIclllilia P” PI Il

Válvulas t ípicas d e

Válvula de Pie pie WI coladera

a. Tanque de succión

l Respi;adaro

Fig. 2 La altura de aspiración requiere cebar la

bomba

b. Derivación

3

Expulsor

DlSE6lO DE TUBERíAS PARA LAS CONDIC IONES DE SUCClbN 357

Altura de aspiración en bombascentrífugas

Con la instalación de la figura 2, se encontrará que labomba no puede manejar líquido saturado. Si se hacenlos cálculos necesarios se encontrará que hay presión ne-gativa de succión y una NPSH disponible de cero.

El agua a temperatura ambiente y presión atmosféri-ca se puede elevar alrededor de 15 a 22 ft. En la figu-ra 2, H = 15 a 22, según sean el tipo de bomba y el vo-lumen de flujo. En la figura 2 también se presenta unaescala de distribución de presión en el sistema de bom-beo. Cuando aumenta la temperatura, también sube lapresión absoluta de vapor del líquido, con lo que se re-ducirán la (NPSH), y la dimensión H (Fig. 2).

Cuando se requiere altura de aspiración, suele haberuna válvula de pie y una coladera (pichancha) en el ex-tremo del tubo de succión para evitar que el líquido sesalga de la bomba y del tubo cuando está parada la bom-ba. De todos modos, hay que proveer algún método decebado, porque los cuerpos extraños o el desgaste pue-den impedir cierre hermético de la válvula de pie.

En la figura 2 se ilustran cuatro métodos sencillos pa-ra el cebado; constan de u) un tanque de succión, b) unaderivación desde el tubo de descarga al de succión, c) untubo llenador separado desde otra fuente de líquido y d)un expulsor o eyector para hacer entrar líquido a la bom-ba. En instalaciones grandes se puede utilizar una bombade vacío en lugar del expulsor. Suele ser indispensable unrespiradero de la carcasa de la bomba con los sistemas decebado, salvo cuando se emplee el expulsor o la bombade vacío.

Carga mínima de succión

Un vórtice es un remolino o embudo que se forman enun líquido. Cuando ocurre entre la superficie del líquidoy la boquilla de succión en un recipiente, se pueden suc-cionar aire o vapores a la bomba. Si la carga de succiónde una bomba está cerca de su valor mínimo, es más fá-cil que se forme el vórtice en una instalación como dela de las figuras 3a y 4. Se pueden tomar diversas pre-cauciones para evitar que se produzcan vórtices.

Una bomba vertical sumergida (Fig. 3a) no tiene tu-bería de succión. Sus fabricantes requieren una inmer-sión mínima para evitar los vórtices. Si la bomba no tienecoladera en la entrada, se requiere más inmersión.

La inmersión y la NPSH no son lo mismo. Es posibletener inmersión suficiente con NPSH insuficiente o vice-versa. Hay que verificar si una instalación propuesta tieneinmersión adecuada y una NPSH igual o mayor a la re-querida por la bomba.

Las bombas sumergidas deben tener un sumidero desucción del tamaño adecuado. Se necesitan placas des-viadores si hay dos o más bombas contiguas. Las nor-mas del Hydraulic Institute4 incluyen los métodosrecomendados para el diseño de sumideros o cártamos.

Una bomba vertical, tipo barril (Fig. 3b) por lo gene-ral tiene la succión en un tambor elevado. El barril dela bomba sirve como tubo anular de succión; con estaconfiguración es poco probable la formación de vórtices.Debido a que una parte de la carga estática para la(NPSH), está debajo de la rasante, no hay que elevartanto el tambor de succión. La bomba debe estar cercadel tambor para simplificar la tubería de succión. Si hay

Vapores . _

Líquido -- -

#Brida de descarga

n YLJ Elevac& dela I

Caja de descarga-

múltiples - - --

a que sea mayor de

NPSH requerida o

de inmersión Hrequerida H - h, = NPSH

.lH, = Pérdida en la tubería

\ Succión de la bomba

a. Tipo sumergido b. Tipo de barril

Fig. 3 Las bombas verticales necesitan inmersión adecuada además de cumplir o superar la

NPSH requerida

358 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

~-Estanque de torre de enfriamiento

R e d u c t o rompedor de vórtices excéntrico B o m b a

Fig. 4 Tubería de succión para bomba de agua de

enfr iamiento

que mantener la dimensión H (Fig. 3b), entonces las di-mensiones H2 y H4 se pueden ajustar en un amplio in-tervalo.

La boquilla de extracción del tamaño correcto ayuda-rá a evitar la formación de vórtices. El tamaño de la bo-quilla se selecciona para tener una velocidad de flujo de1 a 6 ft/s. En aplicaciones típicas, la boquilla de extrac-ción es de 2 a 6 in y la velocidad de flujo es entre 1 a4 ft/s. Con boquillas más grandes, la velocidad es entre3 y 6 ft/s.

En la figura 4 se muestra un ejemplo típico de la tube-ría de succión de una bomba de agua para torre de en-friamiento. El nivel del agua en el estanque de la torredetermina su altura y costo. En consecuencia, se prefie-re un nivel mínimo, aunque suficiente para cumplir conla NPSH y la resistencia a la succión de la bomba.

La boquilla de extracción (Fig. 4) es redondeada y có-nica para mínima resistencia. El diámetro del tubo es ma-yor que el de la boquilla de succión de la bomba y latubería debe ser lo más sencilla y corta que sea posible.El reductor excéntrico se coloca en la tubería con el ladoplano hacia arriba para evitar una bolsa de aire justo an-tes de la entrada a la válvula. La válvula de mariposaen la tubería presenta poca resistencia y no tiene bolsade aire en su cuerpo. Como el sistema de tubería es rígi-do se necesitan juntas de expansión y, además, son esen-ciales los rompedores de vórtices.

Las bombas para agua de enfriamiento suelen tenerimpulsores con doble entrada. Las normas del Hydrau-lic Institutej hacen las siguientes recomendaciones parala tubería de succión:

“Siempre hay flujo disparejo en un codo y cuando seinstala en cualquier posición que no sea vertical, entramás líquido a un lado del impulsor que en el otro. Estoreduce la capacidad y la eficiencia y un empuje que pue-de calentar el cojinete de empuje y causar desgaste rápi-do.”

Para transferir el líquido desde el depósito, se puedeninstalar bombas en línea directamente encima de la bocadel tanque. Según dicen los fabricantes, las bombas enla línea hasta para 100 gmp se pueden montar en cual-quier posición. Las bombas montadas en una base de-ben estar adyacentes a los tanques. Los tubos de succiónpara los tanques con represas suelen ser largas porque

las bombas deben estar fuera de la zona de represas. Porlo general, una tubería de mayor diámetro compensa unamayor longitud. Las válvulas de compuerta se deben ins-talar, de preferencia, de modo que el vástago esté hori-zontal para eliminar la bolsa de aire en la cubierta de laválvula.

La carga de líquido en el tanque puede variar y si bajaa menos del mínimo requerido, habrá cavitación en labomba. Se puede utilizar una bomba vertical para va-ciar por completo un tanque.

Las bombas de acoplamiento cerrado ahorrarán espa-cio y se pueden montar horizontales o verticales en co-lumnas de acero o de concreto.

Un aparato llamado rompedero de vórtices elimina laposibilidad de entrada de aire o vapores a la bomba. Sepuede producir el vórtice cuando la NPSH está a su va-lor mínimo porque la superficie del líquido y la boquillade succión de la bomba estén cercanos entre sí, porquela bomba no tiene tubo de succión o éste es corto y senci-llo. A veces, se puede producir un vórtice cuando el ni-vel del líquido está muy bajo. En la figura 5 se ilustranlos rompedores de vórtices y sus aplicaciones típicas.

Por regla general, los tubos de succión para las bom-bas de proceso deben ser lo más cortos y sencillos quesea posible. Sin embargo, en muchos casos estos tubostienen configuración complicada por la elevación del tan-que, requisitos de flexibilidad en los tubos para material

di2

d-ll-

Tanque dealmacenamiento

Fig. 5 Rompedores de vórtices en recipientes

típicos de proceso

DISEflO DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE SUCClóN 359

caliente y por la ubicación de la bomba principal y la dereserva. Los tubos de succión no deben tener doblecesni bolsas; el aire o los vapores se pueden acumular enun doblez y se pueden acumular cuerpos extraños en unabolsa .

Cuando el nivel del líquido en un recipiente de suc-ción está más arriba que la bomba, el tubo de succióndebe tener una válvula de corte. Se suele instalar una co-ladera permanente o parcial entre esa válvula y la bom-ba en una parte recta del tubo de succión. No se debeutilizar una coladera del tipo de esquina, porque su re-sistencia ocasionará caída de presión en un lugar inde-seable.

Bombeo de líquidos saturados

Para líquidos subenfriados, la presión disponible en laboquilla de succión es adecuada para la NPSH y las pér-didas en la tubería. Por tanto, los tanques de succión de-ben estar cerca de la rasante y la configuración de latubería no es tan crítica (Tabla 1).

Muchas bombas de proceso manejan líquidos satura-dos; por tanto, se elevan el recipiente de succión y la bo-quilla de extracción para dar la NPSH requerida, más unadistancia igual a la altura estática de las pérdidas en latubería (Tabla 1).

Hay que repetir una regla importante para el diseña-dor. La presión no debe caer en ningún punto en la tu-bería de succión, por la resistencia en la bomba ycomponentes, a menos de la presión de vapor del líqui-do a la temperatura de bombeo. Es indeseable un tu-bo horizontal inmediatamente después de la boquilla deextracción, porque una reducción gradual es la presión,en proporción con la longitud de ese tubo, puede hacerque se vaporice el líquido. Además, si el nivel de líquidoen el tanque de succión está bajo, la carga estática dispo-nible quizá no sea suficiente para compensar la pérdidaen la salida y la pérdida por fricción en el tramo de tubohorizontal. Esto ocurre más con líquidos ligeros y voláti-les.

Un tramo de tubo horizontal después de una caída ver-tical no es malo porque hay carga estática disponible alcomienzo del tramo horizontal. En un tramo vertical detubería de succión, la energía potencial es mucho mayorque la energía consumida por la fricción. Entonces, cuan-do se bombean líquidos calientes un tubo vertical des-pués de la boquilla de extracción es muy deseable; conhidrocarburos ligeros puede ser indispensable.

Para evitar la vaporización en la boquilla de extrac-ción del recipiente, la carga estática mínima del líquidoencima de ella debe ser mayor que la pérdida en la en-trada al tubo de succión. La cavitación en esa boquillapuede ocasionar ondas de presión indeseables y un con-trol errático.

La resistencia en la salida de una boquilla se puede ex-presar con:

h, = Kv2/2g (7)

en donde h, es el nivel del líquido encima de la boqui-lla de extracción,, en ft; K = 0.5, que es el coeficiente

de resistencia para una entrada con bordes agudos en eltubo, u es la velocidad de flujo ft/s, y g es la constantede la gravedad, 32.2 ft/s*.

Con el empleo de un factor de seguridad de cuatro,la altura mínima del líquido encima de la boquilla será:

h, = 4Kv2/2g (8)

Al resolver la ecuación (8) para la velocidad de flujo,v, con tubo de entrada de bordes agudos y K = 0.5, setiene:

v = dgigF= 5.67 fi, ft/s (9)

La ecuación (9) es adecuada para niveles de líquidohasta 1.5 veces mayor que el diámetro de la boquilla deextracción, medido desde su borde superior. El factor deseguridad de la ecuación (9) se justifica porque puede ha-ber agitación del líquido o se pueden formar espuma oemulsión en la superficie, que reducen el nivel mínimoconfiable calculado para el líquido. Las imperfeccionesen la fabricación y los tubos usados puede producir uncoeficiente de resistencia mayor de K = 0.5.

Para ilustrar estos principios, determínese el tamaño /de una boquilla de extracción colocada muy alta encimade la succión de la bomba en un recipiente para proceso(Fig. 6). Determínese también el tamaño del tubo verti-cal de succión. El volumen de flujo en la boquilla seráde 1 600 gpm y h, = 15 in. El tamaño de la boquilla desucción de la bomba es 8 in.

La velocidad de flujo se calcula con la ecuación (9)

v = 5.67 \/rs/12 = 6.34 fl/S

Luego, se resuelve la ecuación (4) para d:

d = \/0.408(1.600)/6.34 = 10.14 in

Ese es el diámetro calculado para la boquilla de extrac-ción. Por razones prácticas, se selecciona el tamaño in-mediato mayor; la boquilla tendrá un diámetro nominalde 12 in.

Si la boquilla de extracción es más grande que un tu-bo de succión de tamaño razonable, se puede reducir eldiámetro nominal de la pierna vertical (Fig. 6). En esteejemplo, se puede utilizar un tamaño inmediato mayorpara el tubo de succión que la boquilla de succión de8 in requerida para la bomba. En resumen.

B o q u i l l a d e e x t r a c c i ó n . 1 0 . 1 4 in, c a l c u l a d oBoquilla de extracción (nominal). 12 in, reducidoTubo de succión (nominal). 10 in, reducidoBoquilla de succión de bomba

(nominal) . . 8 in, de fábrica

En la figura 6 se ilustran diseños opcionales para la co-nexión de tubo de succión con la boquilla de extracción.La opción B tiene menor resistencia al flujo hasta llegaral nivel X que la opción A. Se prefiere la opción A encasos donde los límites en los que la boquilla de extrac-

360 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

3oquilla de

extracción

//

Opción A Opción B

Fig. 6 La boquilla de extracción está alta, encima

de la succión de la bomba

ción está calculada en 10.4 in es un poco mayor que eltamaño determinado del tubo de succión, 10 in. Se pre-fiere la opción B si el tamaño calculado de la boquilla deextracción (que para este ejemplo se supone que d = 11.5)está cerca del tamaño nominal inmediato mayor.

La presión de alimentación para una bomba centrífu-ga no debe fluctuar porque una reducción súbita de lapresión con un líquido caliente puede liberar grandes can-tidades de vapor. Para evitar la vaporización, se puedeagregar un sistema para inyector líquido frío en el tubode succión y puede ser necesario, por ejemplo, en unabomba para agua de alimentación de calderas.

La succión de vapores por la bomba ocasionará pro-blemas cuando se reduce mucho el flujo, por ejemplo,el arranque o cuando fluctúa la capacidad de la bomba.Puede ser necesario un tubo de respiración conectado enla parte superior de la carcasa en la primera entrada pa-ra el impulsor y que llegue hasta el espacio para vaporesen el tambor de succión.

La cavitación puede ocurrir en las bombas grandescuando funcionan con menos del volumen de flujo míni-mo especificado por el fabricante. Si se espera un flujomuy reducido, por ejemplo, del 20 % de la capacidad no-minal, habrá que incluir una válvula de derivación conmínimo flujo en el tubo de descarga, con una válvula deestrangulación, un orificio de restricción o ambos.

Tamaño del tubo de succión

El tamaño del tubo de succión, por lo general, es unoo dos tamaños mayor que el de la boquilla de

1

0 . 8

Tamaño nominal de tubo, in3 4 5 6 8 1 0 1 2 14- - - - CII - - -

c 0.4

8

5 o.32 0.25

“d 0 . 26

:Oa 0.15fQ

%

$ 0.10

18

2 0

0.06

0.041 0 15 2 0 3 0 4 0 50 6 0 80 100 1 5 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 6 0 0 800 1 0 0 0 2 0 0 0 3 000 5 000

Caudal, gpmNota: Los valores de Ah’.,, son S = 1 y f para turbulencia total

Multiplicar los valores de AP ,oo por la densidad relativa y la corrección del factorde fricción. flreal)lf(turbulencia total)

Fig. 7 Phdida de presión y velocidad de flujo en tuberías de proceso para flujo totalmenteturbulento y densidad relativa de uno

DlSE&lO DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE SUCCIÓN 361

la bomba. Nunca se debe utilizar un tubo de succión máspequeño que la boquilla de la bomba. Se puede calcularque las pérdidas totales en el tubo de succión son entre1 a 3 ft de carga de líquido. La velocidad del líquido pue-de ser de 2 a 8 ftls y de 0.5 a 4 ft/s con líquidos viscosos.

En la figura 7 se presenta una solución en forma degráfica para la ecuación de Darcy:

AP,, = 1.346fs(Qz/d5) (10)

para una densidad relativa de S = 1 y factores de fric-ción f en la zona totalmente turbulenta. Además, en laecuación (lo), Q es el volumen de flujo, gpm y d es eldiámetro inferior del tubo, en in.

Las gráficas de la figura 7 son para una serie prácticade tamaños de tubos de succión. Se puede calcular quela pérdida unitaria es de 0.05 a 0.5 psi/100 ft para líqui-dos saturados y de 0.5 a 1.0 psi/100 ft con líquidos sub-enfriados.

Véase la gráfica teniendo a mano el caudal se cruzael tamaño del tubo y se lee la pérdida unitaria de pre-sión. En la intersección para tamaño de tubo y volumense lee la velocidad de flujo.

Los valores de pérdida unitaria AP,,, obtenidos conla figura 7 se deben corregir si S # 1 y el factor de fric-ción queda en la zona turbulenta de translclon%i se pien-

sa utilizar un factor de fricción corregido, como elutilizado con tubos para agua usados. Por tanto:

AP,,, (real) = APIO0 (gráfica) x S x (t,,,,{~~:f~ total)

El factor real de fricción se puede obtener medianteel número de Reynolds.6

Se puede emplear la figura 7 para verificar la pérdidaünitaria calculada en el ejemplo para determinar la NPSHen la tabla 1. Para un flujo de 120 gpm en un tubo ddu-la 40 de 4 in, la figura 7 indica que la pérdida unitariaes de 0.31 psi/100 ft y la velocidad es de 3 ft/s. Al corre-gir para la densidad relativa y el factor de fricción, se en-cuentra que la pérdida unitaria real es

AP,, = 0.31 x 0.94 x (0.023/0.0165)AP,, = 0.4 psi/100 ft

Referencias

1. Hydraulic Institute Standards, 12a. ed., p, 57. Hydraulic Institute,New York.

2. Ibid., p. 78.3. “Cameron Pump Manual,” Ingersoll-Rand Corp. Phillipsburg, N.

J.4. Hydraulic Institute Standards, 12a. ed., pp. 87-99, Hydraulic Ins-

titute, New York.5. Ibid., pp. 99-100.6. Karassik, Krutzsch, Fraser, Messina, “Manual de Bombas”, Li-

bros McGraw-Hill de México, 1983.

Diseño de tuberías para lascondiciones de descargaLas caracterhticas de la bomba, requisitos del sistema y ubicación del equipo sonlos factores principales para establecer el tamaño más económico de la tubería dedescarga de bombas cen tr$ugas.

Robert Kern, Hoffmann - La Roche, Inc

Las economías en el desembolso de capital y el costode operación son los requisitos esenciales cuando se di-seña la tubería de descarga de una bomba; en contrastecon la necesidad de funcionamiento confiable cuando setrata de la tubería de succión.

Si la bomba centrífuga recibe líquido saturado en su làdcde succión, éste queda bien subenfriado en el tubo de des-,carga por el aumento en la presión. Esta es una de las ra-zones por las cuales los fdtros, orificios, válvulas de control,intercambiadores y otras restricciones al flujo se instalanen el lado de descarga.

En este artículo se analizarán y calcularán las resisten-cias al flujo en el lado de descarga de la bomba de proce-so. Con ellos, será fácil seleccionar tamaños económicospara tubos de descarga hasta de 12 in de diámetro. Paralos más grandes, a menudo hay que hacer una compara-ción de costos más detallada, para elegir entre diseñosposibles para el tubo.

Características de descarga de las bombas

Si se estudian los datos de la bomba típica y sólo seconoce el caudal, se puede deducir un diseño razonablepara el sistema hidráulico sin que importe la presión dedescarga requerida en el líquido.

Cumas de rendimiento. En la figura 1 se presenta una grá-fica compuesta de clasificación para una serie de bom-bas estándar para procesos químicos, y la curva de cargay capacidad de una bomba específica. Las curvas de ren-dimiento indican que esa bomba puede manejar de 150a 300 gpm, o sea casi a su punto de máxima eficiencia.Otros datos son:

Flujo, gpm.. ,150 a 300” -1

Diámetro del impulsor, in . . . . . . . . . .6 a 10Potencia, h p . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ...3 a 10Eficiencia, aproximada, %. . . . . . . . .58 a 6 7Carga total, ft de agua . . . . . . . . . . . .30 a 90

Todos estos datos se tomaron de la figura Ib para labomba con boquilla de succión.de 4 in y boquilla de des-carga de 3 in. La carga total representa una presión di-ferencial de 13 a 39 psi cuando se bombea agua, entrelas bridas de succión y descarga.

Para un flujo de unos 250 gpm el tubo de succión pue-de ser de 6 in y el de descarga de 4 in. Los orificios po-drían ser de 4 o 6 in, la válvula de control de 3 o 4 iny las válvulas de corte y el colador serían el tamaño dela tubería. Con estos datos, se pueden hacer cálculos de-tallados para determinar la carga total requerida en labomba y seleccionar el diámetro del impulsor y el tama-ño del motor.

Una bomba centrífuga es dinámica y sólo puede fun-cionar normalmente en determinados puntos en la curvade descarga y capacidad. Por ello la suma de las resis-tencias en la tubería y componentes durante el funcio-namiento debe quedar exactamente dentro de esa cur-va. La relación entre la curva de carga y capacidad dela bomba y la de la resistencia de la tubería se indica enla figura 2. La resistencia de la válvula para estrangula-ción no se debe incluir en la del sistema. El tramo entrelas curva de carga y capacidad y la de resistencia del sis-tema está disponible para la resistencia por estrangula-ción, es decir, la AP de la válvula de control. Aunquela resistencia en el tubo aumenta con un mayor caudal,

26 de mayo de 197.5

DISEflO DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE DESCARGA 363

disminuye la resistencia por estrangulación. Con flujosmayores, hay que abrir la válvula de estrangulación y de-.jarlos pasar con menos resistencia.

En las curvas de carga y capacidad de los fabricantes,la carga total no suele incluir diferencias en la carga develocidad calculada entre las bridas de succión y descar-ga. Los diagramas que incluyen esas diferencias indicanla carga dinámica total en la escala vertical. En este ca-

"0 lOll 2 0 0 300Capac idad, gpm

a. Gráfica para clasificación

1 5 0

140130120

PlO1 0 0

.c 90

g- 80

$70

8 60

60

40302010n“0 50 loa 1 5 0 200 250 300 350 400 450

C a p a c i d a d , g p mb. Curva de carga y capacidad Fuente: Coulds Pumps, Inc.

Fig. 1 Rendimiento de una serie típica de bombascentrífugas y características detalladas de labomba seleccionada

Carga y capacidad avelocidad constante

Curva de carg,a del sistema

Curvas de carga del wq -sis tema a l es t rangu la r pu,, ,

I I i G -Pres ión 0 ca rga

1 1 III

e s t á t i c aI 1

0; Q, Qm&Capacidad

Fig. 2 La carga de la bomba y la resistencia delsistema establecen la resistencia disponiblepara estrangulación en la vhlvula de control

so, las citadas diferencias se suman a los cálculos de lacarga total.

En muchas publicaciones, las curvas de carga y capa-cidad y de resistencia del sistema se reproducen como seindica en el siguiente esquema:

Curva de carga y capacidad/Puntos de funcionamiento

f?-!-7g Resistencia a estrangulación

Diferenciales en f

Capacidad, 0, gpm

‘Caída de presiónen tubos de succióny descarga

02

Las curvas en el esquema parecerían indicar que cuan-do se estrangula la descarga, la curva de resistencia semueve a otra posición; no es así. En un tubo de descargadado sólo hay una curva de resistencia del sistema. LaA P variable de la válvula de control hace subir la resis-tencia del sistema hasta determinado punto en la curvade carga y capacidad.

Las curvas de carga y capacidad se trazan para bom-bear agua. Pero, una bomba centrífuga con impulsor, ve-locidad y tamaño dados producirá la misma carga en piessin que importen el líquido y su densidad relativa, siem-pre y cuando las viscosidades sean normales. La presiónde carga estática en las boquillas de la bomba serán ma-yores con un líquido más denso y también se necesitarámás caballaje. Los requisitos de caballaje al freno (bhp)para bombear agua se superponen en ia curva de cargay capacidad (Fig. Ib). Se multiplica el caballaje requeri-do para bombear agua por la densidad relativa del líqui-do que se bombea para obtener el caballaje real. Las

364 UhJDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERiAS

1.10

1.00

0.90

0.60

0.70

0.60

0.50

0.40

0.30

0.20

0.10

””

Viscosidad, centistokesP a

‘r s

1 0 1 5

Fuente: Ingersoll Rand Co.

2 0 2 5 3 0 4 0 5 0 6 0 7 0 6 0 9 0 100

Capac idad, gpm

Fig. 3 Factores de corrección para líquidos newtonianos viscosos movidos por bombascentrífugas de una etapa

DISE&JO DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE DESCARGA 365

Notación

B Relación entre diámetro de orificio ydiámetro interior de tubo

PC Coeficiente de capacidad del orificio (siP = 0.7, PC = 0.339)

c, Coeficiente de válvula de controlc,, Coeficiente calculado de válvula de control

:Diámetro interior del tubo, inFactor de fricción

LViscosidad, centipoisesLongitud equivalente del tubo, ft

NH< Número de ReynoldsAP Pérdida de presión, psiAP,OO Pérdida unitaria, psi/100 ftP Presión, psiAP Presión diferencial, psiQ Volumen de flujo, gpmP Densidad del líquido a temperatura de

bombeo, lb/ft ’S Densidad relativa a temperatura de

b o m b e o .

curvas de eficiencia también se superponen en las de cargay capacidad (Fig. Ib). El punto normal, ideal,, de fun-cionamiento está en la gama de máxima eficiencia. I

Al calcular la carga total requerida con capacidadese

p-cionales, es útil conocer los puntos de funcionamiento nla curva de carga y capacidad para poder calcular conmás aproximación las presiones diferenciales en la vál-vula de control.

Si no se ha seleccionado la bomba, de todos modos sepuede calcular el aumento en la carga total en una bom-ba dada cuando la capacidad se reduce en X% en rela-ción con una determinada. Este aumento en la carga totalpuede ser de 0.5 a 1.0 multiplicado por X%. Un valoralto para este aumento, seleccionado en la gama de 0.5a 1.0, digamos 0.85X%, se justifica por tres razones:

1. La bomba no será de tamaño menor al requerido.2. La curva de carga y capacidad con impulsor gasta-

do tendrá mayor caída cuando aumenta el flujo, por com-paración con un impulsor nuevo.

3. Una AP un poco mayor en la válvula de control,producirá una posición más deseable del macho con flu-jo máximo.

Flujo de líquido viscoso. Cuando se bombean líquidos vis-cosos, en vez de agua, se reducirán la carga, capacidady eficiencia y se necesitará más caballaje; la NPSH re-querida no cambia. En la figura 3 aparece una gráficapara corrección del rendimiento para bombas centrífu-gas convencionales, de una etapa que manejan líquidosnewtonianos viscosos, con capacidades entre 10 y 100gpm. En Hydraulic Institute Standards’ aparece unagráfica similar para 100 a 1 000 gpm.

Estas gráficas no se deben utilizar en bombas con im-pulsores múltiples, de flujo mixto y de flujo axial; sus fa-bricantes tienen las gráficas para corrección porviscosidad.

Para utilizar la figura 3, se selecciona una bomba me-diante las curvas de carga y capacidad con óptima eli-

ciencia preparadas por el fabricante y se determinanla carga, capacidad y eficiencia. Véase la figura 3 con lamisma capacidad. Se cruza la línea de carga, en pies yse avanza en sentido horizontal, a derecha o izquierda,hasta la viscosidad y, luego, en sentido vertical hacia arri-ba para cruzar el factor de corrección de eficiencia, C,,el factor de correción de eficiencia, C,, y el factor de co-rrección de carga, C,. En la figura 3 está trazado unejemplo.

Las características corregidas de rendimiento para lí-quidos viscosos serán:

Q, x C, = Qvis4 x Co = Hv,,Etcs x CE = Ev,.

en donde a H y E son la capacidad, carga total y efi-ciencia; el subíndice W es para agua y el subíndice vis espara líquido viscoso.

Flujb en dos fases. Si la presión cae a menos de la pre-sión de vapor del líquido en el tubo de descarga, por ejem-plo, después de un intercambiador de calor o válvulade control, ocurrirá vaporización. La resistencia por fric-ción en el tubo aumenta en forma considerable cuandose incrementa el contenido de vapor en el líquido. Esasección del tubo de descarga se debe calcular para flujoen dos fases; si se espera éste en una tubería entre dosequipos de proceso, se pueden reducir los costos de capi-tal y operación si están colocados uno junto al otro. Engeneral, los tubos con flujo en dos fases deben ser cortos.

Cálculos de la carga total

Se pueden utilizar los datos de la figura 4 para selec-cionar el tubo de descarga del tamaño adecuado para labomba centrífuga. Las zonas sombreadas en la figura 4ayudarán a seleccionar el tamaño económico de tubos deacero de aleación o al carbono cuando la unidad motrizde la bomba conste de motor eléctrico o turbina de va-por.

En general, se pueden determinar con facilidad los ta-maños económicos de los tubos si se enumeran las pérdi-das unitarias de varios tamaños contiguos de tubos. Porejemplo, las pérdidas unitarias en un tubo cédula 40 pa-ra un flujo de 300 gpm, obtenidas con la figura 4, indi-can :

Tamaño del tubo APIOOin psi/100 ft3 84 1.96 0.23

En este caso, un tubo de 4 in es razonable. Es muyprobable que la pérdida unitaria en un tubo de 3 inaumentaría el costo de la energía a un grado que no sepuede compensar con el menor costo de capital de la tu-bería y componentes. No se ha tenido en cuenta el costode una bomba y motor que quizá tendrían que ser másgrandes. La pérdida unitaria en un tubo de 6 in es de-masiado bajo para una bomba promedio. Cuando el tu-bo de descarga sea muy largo, sería razonable uno de 6

366 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíASTamaño nominal del tubo, in

1% 2 3 4 5 6 6 !lO- - - - - - -

7 0 1 0 0 150 266 300 4 6 8 103 1.5 2 3 4 6 6 104

Caudal, gpm*Tamaños económicos para tubo de descarga: Nota: Los valores de AP,M son para S = 1 y f para turbulencia total .

Zona A: Tubo de acero de aleación, amortización en 2 años Mult ipl icar los vapores de AP, , por la densidad relativa y la

Zona 6: Tubo de acero al carbón, motor eléctrico o amortización correccibn del factor de fr icción, f(real)/f(turbulencia total )

en 2 años. También tubo de acero de aleación, amortización a largo pie20

Zona C: Tubo de acero al carbono, propulsión con turbina o amortizacióna largo plazo

Fig. 4 Las phdidas unitarias de presión en tubo de acero comercial, nuevo, ayudan a seleccionar el tubo de

descarga del tamaño adecuado

in, como cabezal de suministro de agua de enfriamientohasta un punto distante.

Un ejemplo servirá para ilustrar los conceptos paracalcular la presión diferencial de la bomba.

Una bomba mueve un líquido que tiene una densidad,p, de 50 lb/ft” desde un tambor elevado hasta un puntoen una columna, como se indica en el siguiente diagra-m a :

H,= 28.8 ftH,= 28.8 f tP*=P*=

P,=lOpsiP,=lOpsi uc,=uc,= 15ps15 psi

tt

5 psi5 psi44

H,=14.4ftH,=14.4ft Ap, = 1 psiAp, = 1 psi

La presión P, en el tambor es 10 psi y en la colum-na, P, es 15 psi. La caída de presión, AP,,, es de 5 psi;las pérdidas por fricción en el tubo de succión es Ap, =1 psi y en el de descarga AfiI = 9 psi. Ahora se caku-lará la carga total requerida en la bomba, es decir la pre-sión diferencial AP entre las bridas de succión y descarga.

La carga de succión y la de descarga tiene cuatro com-ponentes: carga estática, carga de presión, carga de ve-locidad y resistencia en la tubería y componentes. No sehan calculado las diferencias en la carga de velocidad,pues las suelen incluir los fabricantes en sus curvas decarga y capacidad. La presión y la carga estática en unsistema suelen permanecer constantes con los cambios enla capacidad. Las resistencias en el tubo de succión, elde descarga y los componentes varían según el volumende flujo (Fig. 2). Por tanto, el análisis será:

Succión DescargaPsi PS¡

Presión en el recipiente PI= 1 0 P2= 15Presión de la carga estática P,,= 5 PH2 = 10Pérdida por fricción ApI = - 1- App2= 9-Total 1 4 34

DISEÑO DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE DESCARGA 367

Válvula de control de 4 in

Descarga de 3 in

Bomba /

Fig. 5 Distribución de la tubería y equipo para los tubos de succión y descarga en la bomba de

proceso utilizadas en el problema

Ya se puede restar la resistencia total en la succión dela contrapresión en el tubo de descarga, para encontrarla presión diferencial en la bomba sin incluir la válvulade control: 34 - 14 = 20 psi. Si se selecciona una AP,,de 5 psi para la válvula de control, hay que sumarla alas 20 psi de presión diferencial de la bomba para obte-ner la presión diferencial entre las bridas de la bombade 25 psi o expresada como la carga total requerida delíquido:

H = (25) (í44)/50 = 72 ft

Ejemplo del procedimiento para diseño

Una bomba centrífuga con boquillas de succión de 4in y de descarga de 3 in, manejará gasoil con un flujonormal de 250 gpm en el sistema ilustrado en la figu-ra 5. Si se incluye un factor de seguridad de 1.1 se encuen-tra que el volumen máximo de flujo será 1.1(250) = 275gpm. La densidad relativa es S,,, = 1.18 y la densidades ~~~~ = 73.6 lb/ft’. Con una temperatura de bombeode 555’F, S = 1.04 y P = 64.87 lb/ft’. La viscosidaddel gasoil es 0.6 cp. Hay una válvula de control de flujoen el tubo de descarga.

Hay que calcular la carga total en la bomba cuandova a funcionar con flujo normal y con flujo máximo.

Primero se determina la pérdida en el tubo de succióny, luego, en el tubo de descarga. Los datos del tubo cé-dula 40 son:

Tubo de Tubo desucción descarga

Tamaño nominal, in 6 4Diámetro interior, d, in 6.065 4.026d? 8.206 1.058

Tubo de succión. Para encontrar la pérdida en este tuboprimero se calcula el número de Reynolds con

Ntzc = 50.6(Q/W/~)NRe = 50.6(250/6.065)(64.87/0.6) = 225 500

El factor de fricción,f, para este número de Reynoldses de 0.0175.í Al sustituir en la siguiente ecuación, seobtiene la pérdida unitaria:

AP,,, = 1.35fSQ2/d5APIuo = 1.35(0.0175)( 1.04)(250)2/8 206AP,,, = 0.19 psi/100 ft

Después, se encuentra la longitud equivalente del tu-bo de succión y sus accesorios con los datos publicados:

L o n g i t u d d e l t u b o . 39 ft5 codos cortos. .‘. 75 ft1 r e d u c t o r . 4 ft1 c o l a d o r . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30 ft1 v á l v u l a d e c o m p u e r t a . 6.5 ft1 e n t r a d a a l t u b o . 18 ft

Longitud total equivalente, L 172.5 ft

368 UNIDADES, MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

Entonces, la pérdida total en el tubo y sus conexiones ción en el equipo aumentan según la capacidad. Enton-con el flujo normal de 250 gpm se convierte en: ces:

AP = AP,,(f./lOOAP = 0.19( 172.5/100) = 0.33 psi con flujo normalLP = 0.33(250/275)’ = 0.4 psi con flujo máximo

AP,,s, = (Factor de seguridad de la bomba)’ AP,,,mai

Para encontrar la presión en la boquilla de succión, secalcula la presión de la carga estática: (14) (64.87)/144 =6.3 psi y se suma a la presión de 13 psi en el tamborpara obtener 19.3: Dado que la pérdida por fricción enel tubo con flujo normal es de 0.33 psi, la presión en esaboquilla será de 19.3 - 0.33 = 18.97 psi. Con flujo má-ximo, la presión en la boquilla es de 19.3 - 0.4 = 18.9psi .

Línea 3: La caída de presión en el orificio depende dela deflexión del manómetro y de la relación diámetro delorificio/diámetro del tubo.

La deflexión del manómetro para el orificio con flujode 250 gpm será:

Tubo de descarga. Se hace un cálculo similar para en-contrar la pérdida en el tubo de descarga, que es:

h, = [O. 176Q \/s/(dI*~2c)]*h, = [O. 176(25O)\/iTo4/(16.21 x 0.339)]*h, = 80.7 in, o 6.73 ft

NRe = 50.6(250/4.026)(64.87/0.6) = 340 OLXI

Para esta deflexión, se puede utilizar un manómetro de100 o de 125 in de longitud. La AP, del orificio será:

El factor d\

fricción f para este número de Reynoldses de 0.0178.? Ahora se utiliza la figura 4 para encon-trar que la pérdida unitaria A Pt,, es 1.32 psi con tur-bulencia total en el flujo normal de 250 gpm. Dado queel flujo para este número de Reynolds está en la zona detransición, hay que corregir la pérdida unitaria como si-gue:

AP, = 6.73(62.37)/144 = 2.92 psi

Con p = 0.7, la pérdida permanente será el 52% dela presión diferencial en el orificio:

ti,, (pérdida) = 0.52(2.92) = 1.52 psi

AP,, = 1.32(1.04)(0.0178/0.0165) = 1.48 psi/100 ft

Después se encuentra la longitud equivalente del tubode descarga y sus accesorios como sigue:

L o n g i t u d d e l t u b o . . 156 ft20 ccqlos cortos. . 210 ft4 v á l v u l a s d e c o m p u e r t a . 18 ft1 r e d u c t o r . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 ft2 salidas. . 40 ft1 e n t r a d a . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10 ft

Longitud total equivalente, L 437 ft

Entonces, la pérdida total en el tubo y accesorios conel flujo normal de 250 gpm se convierte en:

Línea 4: ya se ha calculado que la pérdida en el tubode descarga y el de succión es de 6.47 psi. Línea 5: lacaída de presión en el intercambiador y otro equipo sepuede obtener con el fabricante. La línea 6 es la sumade las líneas 3 a 5 con flujo normal. Con un flujo 10%mayor y un factor de seguridad de 1.1 para la bomba,la resistencia en el tubo de descarga aumentará en(1.1)‘. La línea 7 es el subtotal de las líneas 1, 2 y 6 conflujo normal y con flujo máximo.

En este momento, se continuarán los cálculos pero conel flujo máximo por razones que serán evidentes.

Línea 8: para que la válvula de control funcione en lagama óptima con flujo normal, hay que considerar queel macho está abierto del todo con el flujo máximo. Estotambién da una caída de presión en la válvula. Una vál-vula de control de 4 in de asiento sencillo tiene un coefi-ciente de válvula C,, = 124 y con C,/C, = 1:

AP = AP,,(L/lOO)AP = 1.48(437/100) = 6.47 psi

y con flujo máximo, Apiv’zn) = [i$ZlLJ4 = 5.12 psi

AP = 6.47(275/250)* = 7.83 psi

En la tabla I aparece un procedimiento detallado paracalcular la carga total de la bomba con flujo normal ycon flujo máximo.

Para 10s cálculos de la tabla 1 se recomienda lo siguien-te:

Las líneas 1 a 6 se pueden calcular en forma simultá-nea para flujo normal y máximo. Las líneas 1, presiónen recipiente de descarga, y 2, carga estática de descar-ga, no cambian con flujos alternos. Líneas 3, 4 y 5: LaAP del orificio, pérdida por fricción en el tubo y por fric-

La línea 9 es la presión requerida de descarga, que in-cluye la presión diferencial en la válvula de control conflujo máximo. Ya se ha calculado la presión en la boqui-lla de succión. Cuando se resta la presión en la entradade succión de la presión requerida de descarga, se obtie-ne la presión diferencial de la bomba con flujo máximo(línea 1 l), que se convierte a la carga equivalente (línea12) con el empleo del vapor ya determinado de 36.62 se-gún la tabla 1:

s = 144(36*62) = 81 3 ftP 64.87 ’

DISEfiO DE TUBERíAS PARA LAS CONDICIONES DE DESCARGA 369

Tabla 1. Cálculos de carga total de la bomba

Línea VariableFlujo normal, Flujo máximo,

psi psi

1. P r e s i ó n r e c i p i e n t e d e s c a r g a

2 . C a r g a e s t á t i c a d e s c a r g a

3. Apo d e l o r i f i c i o

4. Pérdida de fricción del tubo de descarga

5 . A P d e l intercambiadora ,...... . . . . . . . . . . . . . . . .._.._..__...<

6 . R e s i s t e n c i a s i s t e m a d e s c a r g a

7 . S u b t o t a l e s

8 . AP v á l v u l a d e c o n t r o l .

9 . P r e s i ó n d e d e s c a r g a

1 0 . P r e s i ó n b o q u i l l a s u c c i ó n . .

11. P r e s i ó n d i f e r e n c i a l d e b o m b a

12 . Carga to ta l requer ida (144 x ~Pp)/ptotal con curva de carga-capacidad

e n d e s e g u r i d a d t o t a l c a r g a

1 3 . 5. . . . . . . . . . . . . . . . .20.94. . . . . . . . . . . . . . . . -

I.5Z. . . . . . . .-6.‘t7. . . . . . . .-5.2. . . . . . . .-

+... . . . . .-

. . . . . . . . . . . . - 13.19 XIlL) =. . . .

. . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . QJft

.. . . . . . . . . . . . . . . 7*4 ft-

13.5

20.94

15.96 b5 0 . 4 0

k 5.12 c

5 5 . 5 2- 18.9

36.62-61.3 ft >92ft

10.7 ft

a Resistencia de otro equipob Factor de seguridad de la bomba, fs. = 1. rc Con c,,/c, = 1d Con C,/C, = 0.5 a 0.8’ A H(flujo normal) = AH (flujo máximo) x 1.075

= 81.3 x t.075 = a7.4

Ahora se resumirán algunos de estos resultados. La pre-sión necesaria en la boquilla de descarga de la bomba paracontrarrestar la contrapresión en el tubo es la suma (lí-nea 9) de la presión real en el recipiente de descarga, dela elevación de carga estática hasta llegar a la boquillafinal o al nivel del líquido en el tambor de descarga, lapresión diferencial (AP) en la válvula de control y lasresistencias totales del tubo de descarga y el equipo.La presión diferencial de la bomba (línea ll) es iguala la presión de descarga (línea 9) menos la presión enla boquilla de succión (línea 10).

Ya se puede calcular la carga total con flujo normal,la cual aumentará entre 0.5 y 1 del porcentaje de dismi-nución en la capacidad, que en este ejemplo es de 10%.Entonces, para una bomba con impulsor sencillo se su-pone un aumento en la carga total de alrededor de 7.5 %(es decir, el 0.75 de 10%). El valor calculado para flujonormal está en la línea 12. En la figura 1 b aparecen losvalores calculados para la carga total de este ejemplo.

La presión en la boquilla de succión con flujo normalaparece en la línea 10. Línea 9 = línea 10 + línea ll.

La presión diferencial disponible con flujo normal pa-ra determinar el tamaño de la válvula de control (línea8) es igual a la presión de descarga (línea 9) menos la con-trapresión sin la válvula de control (línea 7). Esa presióndiferencial dará un coeficiente de válvula de control quequede dentro de las gamas recomendadas de C,/C~ =0.5 a 0.8 para machos contorneados de igual porcentaje:

C, = Q\/s/a= 25O(m)/m) = 77.9

Para la válvula de control de 4 in seleccionada, C/C =77.9/124 o 0.63, que es aceptable.

Con flujo normal de 250 gpm y carga total de 87.4 ftpor un lado y con flujo máximo de 275 gpm y 83.1 porel otro, se puede seleccionar la bomba (Fig. ,l). El diá-metro del impulsor es de 10 in y se requiere un motorestándar de 10 hp; éste trabajará con más del 65% deeficiencia.

Los puntos de carga total calculada quedarán entre im-pulsores de 9 y de 10 in. La bomba funcionará con cargatotal de 95 ft a 250 gpm y de 92 ft a 275 gpm. La car-ga adicional, de 7.6 y 10.7 ft, es un margen de seguridadque compensa las inexactitudes en el cálculo de los datosde propiedades del flujo y de la tubería. Estas presionesdiferenciales adicionales las puede absorber la válvula decontrol. 0 bien, la válvula de corte en el tubo de descar-ga se puede cerrar ligeramente para que el punto de fun-cionamiento llegue a la curva de carga y capacidad.Además, el motor podrá mover la bomba cuando el lí-quido esté más frío y la densidad relativa sea mayor queen las condiciones normales de funcionamiento.

Si no se ha seleccionado la bomba y no se tiene la cur-va de carga y capacidad, se puede calcular un margende seguridad de 5 a 15% y sumarlo a la carga total re-querida en la línea 12.

Factores económicos para la tubería

Como lo indican los datos de la figura 1 b, se puedeninstalar impulsores de varios tamaños en la carcasa deuna bomba; la diferencia en costo de los impulsores será.insignificante. Ocurrirá una diferencia en el costo de labomba y del motor en las que están en grupos contiguosde la gráfica compuesta para clasificación. En casos enlos extremos, puede ser más económico volver a diseñar

370 UNIDADES MOTRICES, SELLOS, EMPAQUETADURAS Y TUBERíAS

la tubería de descarga para tener menor caída de presión,en vez de invertir en una bomba y motor más grandes.

Para ahorrar energía, la bomba debe trabajar a su má-xima eficiencia; la eficiencia elevada requiere mínimo ca-ballaje y se reduce el desgaste y el mantenimiento. Lasbombas de alta eficiencia duran más, son más silencio-sas y tienen menos vibraciones que la de baja eficiencia.’

Las bombas peque,ñas no deben ser del tamaño ma-yor al requerido; si hay muchas de tamaño mayor en unaplanta, habrá un desperdicio considerable de energía.

Con tubos de más de 12 in de diámetro, se puede ha-cer la selección inicial de más de un tamaño, porque losincrementos en capacidad en tubos grandes están muycercanos entre sí. El costo de los tubos, por supuesto,aumenta según el tamaño; el costo de la energía se redu-ce debido a las menores resistencias en los tubos y com-ponentes. Para determinar el tamaño más convenientese suma el costo total de la energía durante el periodode amortización al costo de la instalación mecánica y eléc-trica. El mínimo costo calculado para amortización en2, 5 0 10 años, será el más económico a la larga.

Se justifica una investigación detallada del tamaño detubo más económico si la tubería es grande, la configu-ración de los tubos es larga o complicada o si el materiales costoso. La fricción en el tubo debe producir una par-te importante de la presión de descarga; de lo contrariohabrá poca diferencia en las cargas totales entre diseños

opcionales. Por lo general, no se pueden alterar las pre-siones en los tanques ni las alturas estáticas del líquido.

En las bombas reciprocantes, la NPSH disponible, lapresión diferencial y las resistencias en los tubos de suc-ción y descarga no se pueden calcular igual que en lascentrífugas. Debido al flujo a pulsaciones, los valores mí-nimos de presión no deben ser inferiores a la presión devapores cuando se bombea líquido saturado. Con flujosidénticos, las pérdidas de presión en los tubos de succióny descarga de las bombas reciprocantes son mayores queen las centrífugas. Hattiangad” ha descrito estos princi-pios. Para.información de potencia nominal, instalacióny funcionamiento de las bombas reciprocantes se puedencons ltar las Hydraulic Institute Standard? que tam-

klbién in uyen información para bombas reciprocantescon motor eléctrico y turbina de vapor.

Referencias

1.

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Hydraulic Institutc Standars, 12a. ed., p. 81, Hydraulic Institutc,New York.Marischern, J. P.. “Critical Centrifugal Pump Information”, AmpcoMetal, Inc., Milwaukee, WI 53201.Hattiangad, U.S., Spccifying Centrifuga1 and Reciprocating Pumps,Chem. Eq. Feb. 23, 1976, pp. 101-108.H y d r a u l i c I n s t i t u t e S t a n d a r s , 1 2 a . e d . , pp. 1 6 5 - 1 6 6 , 181.18.P.204-205, Hydraulic Institutc, New York.K a r a s s i k , Krtuzsch, Fraser, Messina, “ M a n u a l d e B o m b a s ” , L i -bros McGraw-Hill de México, 1983.

Í N D I C E

Abrasivos, número de Miller y, 244-248Altas presiones, 7Amortiguadores de pulsaciones para bombas

reciprocantes, 2 1 l-2 19Análisis hidráulico, 30

Bolsas de gas, 123-126Bombas:

para alta temperatura, 36American Voluntary Standard (AVS), 33-34centrífugas, 34-36, 71-150, 266

análisis de circuitos, 96-101costos estimados, 61-64diagnóstico de problemas, 122-138dimensionamiento para seguridad, 102-104efectos de las variaciones dimensionales, 139-146factores hidráulicos del sistema, 7 1-74

condiciones en la succión, 76-86conservación de la energía, 90-95curvas de carga y de carga del sistema,

71-75funcionamiento en condiciones que no son de

diseño, 87-90leyes de afinidad y curvas para clasificación,

75-76viscosidad y gases arrastrados, 86-87

hechas de plástico, 230-232obtención de un funcionamiento sin problemas,

117-121selección, 110-l 16sistemas:

de derivación para, 147-266de enfriamiento recirculantes, 105-108

de desplazamiento positivo, 38-40,153-219

dimensionamiento de amortiguadores depulsaciones para, 2 1 l-2 19dosificadoras de diafragma, 174-191, 256-257prevención de la cavitación en bombas rotatorias

de engranes, 206-2 10reciprocantes, 153-173rotatorias, 193-205

de diafragma, 267de disco, 257tubular, 257-258

de doble succión de carcasa partida, 135dosificadoras, 255-265

de diafragma, 174-192, 256-257hidráulico, 225-226

de engranes, 249-254tipo de fuelle, 223-225

eficientes:en costo, 43-47respecto a energía, 26-29, 43-48, 90-95

de engranes:dosificación con, 242-254uso en aplicación con polímeros, 274-282

de una etapa, 113-115de etapas (pasos) múltiples, 37, 113-l 15exentas de fugas, 223-229con impulsor flexible, 289-295en paralelo, 135para pastas aguadas, 9-13, 36, 237-243peristálticas, 267-274de pistón (de desplazamiento positivo), 266-267de pozo profundo, 137-138

371

372 ¡NDICE

1-2

para productos químicos:consideraciones de diseño, 19-2 1normas (estándares), 24tipos, 19

reciprocantes, 153-173amortiguadores de pulsaciones para, 21dosificación con, .255-265prensaestopas para, 160- 16 1

resistentes a la corrosión, fluoruro depolivinilideno para, 234-235

rotatorias :de desplazamiento positivo, 193-205de engranes, 267

19

prevención de la cavitación en, 206-210en serie, 136sumergibles, 266para sumidero, 266, 267tipo en líneas, 116de tornillo, 272

aplicaciones con polímeros, 274-283para tratamiento de aguas negras, 266-273

industriales, 266-273de velocidad variable, válvulas de control o,

284-287verticales, 13-14, 36-38de volumen controlado, 14-15, 40-42

Bombeo de volúmenes pequeños, 37-38

Capacidades, 6-7Carga neta positiva de succión (NPSH), 31-33, 115Circuitos de bombas centrífugas, 96-101Corrosión, 17-18

desgaste, 329plásticos adecuados para evitarla, 231

costos:bombas eficientes en, 43-47de unidades motrices de velocidad variable, 65-67

Curvas:de capacidad de carga, 110-l 12características, 110de carga y de carga del sistema, 71-75

Datos sobre resistencia a productos químicos,269-271

Descarga de bomba, tubería para, 362-370Desgaste por corrosión, 329Diafragmas, 225-226

metálicos, 225-226de plástico, 225

Dise.ños:de difusores, 114de sumideros, 127-131de volutas, 114

Eficiencia, 5Empaquetaduras:

para bombas reciprocantes, 156-l 60mecánicas, 345-353

Factores hidráulicos del sistema, 7 1-95condiciones de la succión, 76-86

conservación de la energla, 90-95curvas de carga y carga del sistema, 71-75funcionamiento en condiciones que no son de

diseño, 87-90leyes de afinidad y curvas de capacidad, 75-77viscosidad y gases arrastrados, 86-87

Fallas de cojinetes, 319-322Filtraciones de aire, 125-126Fluoruro de polivinilideno (PVF,), 234-236

Gas(es):arrastrados, viscosidad y, 86-87disueltos, 55-60inerte, 48-54

Impulsores: 65-67 112-l 13abiertos, 113cerrados, 113semiabiertos, 135-137

Industrias de procesos químicos (IPQ):requisitos de bombas para, 16-25selección de bombas para, 30-42

Leyes de afinidad y curvas para clasificación, 75-78Líquidos:

viscosos, 7-9, 40volátiles, 5-6

Lixiviación, 330-331

M a t e r i a l (de construcción, 18-19del émbolo para bombas reciprocantes, 161especiales, 22-24

Miller, número de, 244-248Montantes, 110-l 16, 128Motores eléctricos, 61-64

Pastas aguadas:abrasivas, número de Miller y, 244-248transporte de, 272-273

Prensaestopas (estoperos):para bombas reciprocantes, 160- 16 1diseño de, 21-22

Presiones, 7Prevención de la cavitación en bombas rotatorias

de engranes, 206-2 10Procesamiento de polímeros, bombas de engranes

y bombas de tornillo para, 274-283Propulsiones mecánicas, con diafragma, 224Proyecto de tuberías de succión, 128-131Pruebas de las bombas, 133, 134

Selección de bombas, 3-15Sellos:

falla de, 319-326mecánicos, 2 1

falla de, 223-326mejoramiento del rendimiento de, 327-337selección e instalación, 338-344

ÍNDICE 373

Sistemas:de derivación, 147-150de enfriamiento con recirculación, 105-109

Succión de bomba, tubería para, 354-361

Transporte de lodos, 272-273Tubería:

para la descarga de la bomba, 362-370para la succión de la bomba, 354-361

Unidades motrices:con motor neumático, 315-318

de velocidad ajustable, 298-314de ca de estado sólido, 301-306de CC de estado sólido, 306-308electromecánicas c o n deslizamiento, 3 1 O-3 12fluidas, 312-314

de velocidad variable, mecánicas, 308-3 ll

Válvulas de control o bombas de velocidad variable,282-288

Variaciones dimensionales, 139-146Velocidad, 4, 30, 31Viscosidad, gases arrastrados y, 86-87