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INTRODUCCIÓN
El suministro de agua potable es requisito indispensable para la vida y
progreso de la humanidad. Este suministro requiere de fuentes inagotables
de agua y sistemas complejos de almacenamiento, purificación, distribución y
drenaje. Son los técnicos hidráulicos, Ingenieros Civiles, Sanitarios,
Mecánicos y miembros de organizaciones relacionadas con este campo,
quienes la responsabilidad de suministrar con calidad y cantidad suficiente
agua para las necesidades de la población y la industria.
El presente estudio hidráulico tiene por objetivo evaluar técnicamente el
actual sistema de dotación de agua para los diferentes sectores de una
planta para procesar alimentos para lo cual se enfocó la toma de datos en
sitio mediante medidores de flujo instalados en sitios estratégicamente
ubicados para hacer lecturas en determinadas horas del día, los mismos que
permitieron determinar los caudales disponibles en las diferentes áreas y
verificar si las pérdidas o caídas de presión están dentro de los rangos
técnicamente permitidos, así como observaciones de crecimiento futuro de
consumos en diferentes áreas.
Con los datos e información obtenida y los correspondientes cálculos que
permitió realizar el análisis para dimensionar y determinar las diferentes
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alternativas de solución a la brecha existente a la demanda requerida
respecto de la demanda real, así como su costo beneficio a corto y largo
plazo.
Con las especificaciones técnicas, se realizó también un estimado de los
costos del proyecto a fin de que el usuario pueda evaluar el retorno de la
inversión que realizará mediante alguno de los métodos de Ingeniería
financiera estándares.
El enfoque del personal de mantenimiento de las plantas industriales ha sido
que el diseño es el correcto y la operación de los sistemas de bombas es
como debe ser. En el presente proyecto se verificará que la mayoría de
ocasiones no es así. Es común en una planta industrial pasar la mayor parte
del tiempo cambiando piezas en mantenimientos correctos frecuentes y en el
mejor de los casos haciendo mantenimiento preventivo o predictivo para
disminuir el tiempo de cambios de piezas. Casi nunca nos detenemos a
pensar ¿porqué la bomba o el sistema hidráulico sigue fallando? En el
presente proyecto se auscultarán algunas de esas interrogantes.
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CAPÍTULO 1
1. ANTECEDENTES Y OBJETIVOS DEL PROYECTO
El uso de agua es fundamental en toda planta industrial, más aún plantas
que tienen por finalidad la producción de alimentos. De allí la gran
importancia que tiene el uso eficiente de este recurso indispensable. Se
debe precautelar no solo el buen uso sino garantizar el uso confiable de
este recurso según los requerimientos de caudal y presión de agua que
cada sector de la planta requiere para su correcto desempeño. En caso
de no garantizar esto último se prevé retrasos en tiempos de producción,
afectación directa de la calidad de los productos o una combinación de
ambas.
1.1. Antecedentes.
El problema actual de los usuarios en la planta para procesar
alimentos es que no se puede disponer del fluido en todas las
áreas cuando todas ellas trabajan al mismo tiempo o al menos no
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disponen del fluido con el caudal y la presión requerido acorde las
condiciones que las máquinas o equipos que cada área requiere.
En la actualidad se programan cronogramas en las que cada área
puede trabajar y así no perjudicar al resto de áreas.
El sistema de bombeo actual es con una bomba de 15 hp que
funciona las 24 horas del día. Aún así, esta bomba no ofrece el
caudal y la presión demandada en las diferentes áreas trabajando
al mismo tiempo o alternadamente. Este sistema de bombeo no
presentó problema para el caudal promedio para el cual fue
calculado inicialmente, pero dado las ampliación y aumento de
tomas de agua, así como el aumento de la demanda de caudal en
ciertas horas, este sistema en la actualidad no abastece y dado
que trabajo de forma continua, los gastos en mantenimiento y
“tiempos muertos” son ingentes.
1.2. Objetivos
En base a lo mencionado en la sección precedente se definió los
siguientes objetivos en el presente proyecto:
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Analizar el sistema de bombeo actual en la planta para
procesamiento de alimentos.
Verificar los requerimientos de caudal y presión en las
diferentes áreas de la planta.
Definir las áreas críticas de la planta
Establecer el Perfil de demanda hidráulica para cada una
de las áreas de la planta en las diferentes horas del día y
sobre todo de las críticas
Establecer el ramal de recorrido crítico de tubería del
sistema hidráulico
Determinar en qué tramos del recorrido crítico de tubería,
habría necesidad de hacer una reingeniería hidráulica.
Plantear las posibles soluciones de sistemas de bombeo
óptimos en función del perfil hidráulico global durante las
distintas horas del día.
Seleccionar entre las posibles soluciones, el sistema de
bombeo óptimo para las actuales necesidades de la planta
industrial en base a criterios técnicos bien fundamentados
así como de consideraciones del tipo financieras.
Explicar cómo funciona la selección del sistema de bombeo
seleccionado
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Determinar las dimensiones y diámetros del nuevo sistema
de tuberías, válvulas, accesorios, etc. (sistema hidráulico)
Resumir las especificaciones técnicas de todo el proyecto a
fin de que el usuario pueda hacer, en el momento que
requiera, una licitación para la implementación de su nuevo
sistema de bombeo y sistema hidráulico en general.
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CAPÍTULO 2
2. PRINCIPIOS BÁSICOS DE HIDRÁULICA DE
BOMBAS
2.1. Introducción
Desde el inicio de los tiempos, la raza humana ha observado y
estudiado la forma de mover o como se mueve, en inicio, uno de
los recursos más valiosos presentes en la naturaleza, el agua. En
la siguiente sección se dará una idea de la historia del desarrollo de
los equipos que se han diseñado e inventado. Luego que el
movimiento del agua quedó documentado mediante el aporte
científico de grandes hombres de la ciencia, a propósito del
advenimiento de la revolución industrial, el hombre mediante la
observación de los hechos, desarrolló también teorías y principios
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científicamente aceptados para predecir el movimiento de otros
fluidos que interesaban utilizarse para propósitos prácticos de
producción en el consumo normal o en tiempos de guerras.
Es de mencionar también que han sido las guerras de orden
mundial promovidas por países potencias a nivel mundial las que
han motivado que estos mismos países destinen grandes recursos
financieros a la investigación y desarrollo de nuevas tecnologías en
general.
La hidráulica no ha sido la excepción en este desarrollo, sin
embargo debemos destacar que en los últimos 50 años no ha
existido un desarrollo posterior considerable de la mecánica de
fluidos líquidos respecto al gran desarrollo de las teorías,
principios y fundamentos que se hizo previo a esto. En lo que ha
existido un desarrollo gigante es la aerodinámica o mecánica del
aire. Además también ha sido rescatable el desarrollo de un
campo complementario para las máquinas hidráulicas de fluidos,
la electrónica industrial, este campo ha sufrido en los últimos 50
años un desarrollo nunca antes pensado a tal punto que muchas
de las comodidades de las que disfrutamos hoy en día se deben al
desarrollo de la tecnología electrónica y aunque su referente mas
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fuerte está en el campo de la informática y las computadoras, la
hidráulica de equipos e instrumentos también se ha servido de
este desarrollo de la electrónica para implementar desarrollos
paralelos importantes en el campo sobre todo del consumo
energético cuando estos equipos hidráulicos se acoplan a motores
eléctricos. También elementos colaterales como sensores,
medidores, etc., hacen funcionamiento “orquestado” dentro de
circuitos hidráulicos que tienen a las Bombas de fluido como
fuente principal de generación de energía.
2.2. Reseña Histórica del Desarrollo en Tecnología de
Bombas.
Antigüedad
Primeras Civilizaciones: el riego
Es difícil separar la historia del hombre y la del agua, tan necesaria
para la vida del primero. Descontando un uso natural del agua en la
prehistoria para beber, pescar y navegar a pequeña escala, es con
el comienzo de la agricultura en el Neolítico cuando comienza el
hombre a preocuparse por aprovecharla de forma sistemática.
Arquímedes: la mecánica de fluidos como ciencia
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Arquímedes
Arquímedes escribió Hidrostática, el primer tratado científico
sobre fluidos. También formuló, aunque no en su enunciado
moderno, el principio de que la fuerza ejercida por líquido
sobre un cuerpo sumergido depende del peso del líquido
desalojado, hoy llamado Principio de Arquímedes en su
honor.
La ingeniería Grecorromana
Los inventos griegos incluyen la rueda hidráulica con cuerpo
compartimentado y llanta, el tornillo de Arquímedes, la cadena de
cubos o de cántaros, la cadena, las bombas de fuerza (force
pump) .
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Olvido y Renacimiento
La decadencia de la Edad Oscura supuso un largo periodo de
estancamiento en el análisis científico de los fluidos. Muchas obras
clásicas se pierden (las de Arquímedes apenas se conservaron a
través de una copia en Constantinopla) y desaparecen los grandes
centros de formación de la antigüedad como la Academia de
Atenas (cerrada en el 529 por pagana) o la Biblioteca de
Alejandría (arrasada por cristianos en el 391 y por musulmanes en
el 642). Buena parte de los avances científicos, incluyendo la
mecánica de fluidos y las matemáticas necesarias desaparecen.
No es hasta el Renacimiento, cuando la traducción de los tratados
clásicos (a veces desde fuentes griegas, a veces desde copias
árabes) permite recobrar los conocimientos perdidos. Más aún, el
interés de algunos estudiosos por las corrientes turbulentas de ríos
hace renacer la disciplina de la mecánica de fluidos, planteando
nuevos desafíos.
La Hidráulica Musulmana
Los ingenieros árabes tomaron de sus predecesores griegos y
romanos el concepto de conversión del movimiento rotatorio en
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movimiento recíproco mediante el uso de martillo pilón y
mecanismos de manivelas y bielas como la serrería de Hierapolis.
Los científicos del Renacimiento: fundamentos de una
mecánica moderna
Euler, Bernoulli, Reynolds, Saint Venant, Newton, Pascal...
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La rueda hidráulica y el molino de viento Son preámbulos de
mucho interés para la historia de los sistemas con potencia fluida,
pues familiarizaron al hombre con las posibilidades de los fluidos
para generar y transmitir energía y le enseñaron en forma empírica
los fundamentos de la Hidromecánica y sus propiedades.
La primera bomba construida por el hombre fue la jeringa y se
debe a los antiguos egipcios, quienes la utilizaron para
embalsamar las momias. CTESIBIUS en el siglo II A.C., la
convirtió en una bomba de doble efecto.
En la segunda mitad del siglo XV, LEONARDO DA VINCI en su
escrito sobre flujo de agua y estructuras para ríos, estableció sus
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experiencias y observaciones en la construcción de instalaciones
hidráulicas ejecutadas principalmente en Milán y Florencia.
GALILEO en 1612 elaboro el primer estudio sistemático de los
fundamentos de la Hidrostática. Un alumno de Galileo,
TORRICELI, enunció en 1643 la ley del flujo libre de líquidos a
través de orificios. Construyo El barómetro para la medición de la
presión atmosférica.
BLAISE PASCAL, aunque vivió únicamente hasta la edad de 39
años, fue uno de los grandes científicos y matemáticos del siglo
VII.
Fue responsable de muchos descubrimientos importantes, pero en
relación con la mecánica de fluidos son notables los siguientes:
La formulación en 1650 de la ley de la distribución de la presión
en un líquido contenido en un recipiente. Se conoce esta, como
ley de Pascal.
La comprobación de que la potencia del vacío se debe al peso
de la atmósfera y no a un "horror natural" como se creyó por
más de 2000 años antes de su época.
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A ISAAC NEWTON, además de muchas contribuciones a la
ciencia y a las matemáticas, se le debe en Mecánica de Fluidos:
El primer enunciado de la ley de fricción en un fluido en
movimiento.
La introducción del concepto de viscosidad en un fluido.
Los fundamentos de la teoría de la similaridad
hidrodinámica.
Estos, sin embargo, fueron trabajados aislados de los cuales
resultaron leyes y soluciones a problemas no conexos. Hasta la
mitad del siglo XVIII no existía aun una ciencia integrada sobre El
comportamiento de los fluidos. Los fundamentos teóricos de la
Mecánica de Fluidos como una ciencia se deben a Daniel
Bernoulli y a Leonhard Euler en el siglo XVIII.
DANIEL BERNOULLI, 1700-1782, perteneció a una famosa
familia suiza en la cual hubo once sabios celebres, la mayoría de
ellos matemáticos o mecánicos. En 1738 en su "Hidrodinámica",
formulo la ley fundamental del movimiento de los fluidos que da la
relación entre presión, velocidad y cabeza de fluido, así como
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sentó las bases de las leyes de la conservación de la energía en
los fluidos
LEONHARD EULER, 1707-1783, también suizo, desarrollo las
ecuaciones diferenciales generales del flujo para los llamados
fluidos ideales (no viscosos). Esto marcó el principio de los
métodos teóricos de análisis en la Mecánica de Fluidos.
A Euler se le debe también la ecuación general del trabajo para
todas las maquinas hidráulicas roto dinámicas (turbinas, bombas
centrífugas, ventiladores, etc.), además de los fundamentos de la
teoría de la flotación.
Giovanni Battista Venturi (1746 - 1822) fue un físico italiano.
Contemporáneo de personajes como Leonhard Euler y Daniel
Bernoulli fue ordenado sacerdote en 1769. Su trabajo se centró
en la mecánica de fluidos. Usando la ecuación de Bernoulli
planteó la conservación de la masa y como eso relacionaba
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caudal con sección. Se trata del ahora llamado efecto Venturi,
que derivó en la bomba Venturi (Aspiradora) y el venturímetro,
un aparato de medida de caudales.
El segundo período, que comprende los últimos años del siglo
XVIII y la mayoría del XIX, se caracterizó por la acumulación de
datos experimentales y por la determinación de factores de
corrección para la ecuación de Bernoulli. Se basaron en el
concepto de fluido ideal, o sea que no tuvieron en cuenta una
propiedad tan importante como la viscosidad. Cabe destacar
los nombres de experimentalistas notables como ANTOINE
CHEZY, HENRI DARCY, JEAN POISEUILLE en Francia; JULIUS
WEISBACH Y G. HAGEN en Alemania. De importancia especial
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fueron los experimentos de Weisbach y las fórmulas empíricas
resultantes que fueron utilizadas hasta hace poco tiempo.
Entre los teóricos de la Mecánica de Fluidos de este período,
están LAGRANGE, HELMHOLTZ Y SAINT
VENANT.
En el periodo siguiente, al final del siglo XIX y principios del
XX, se tomó en cuenta la viscosidad y la teoría de la
similaridad. Se avanzó con mayor rapidez por la expansión
tecnológica y las fuerzas productivas. A este período están
asociados los nombres de GEORGE STOKES y de OSBORNE
REYNOLDS, 1819-1903 y 1942-1912, respectivamente.
Uno de los mayores aportes de Reynolds además fue el de
establecer las bases para la diferenciación entre un fluido laminar
y turbulento.
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2.3. Clasificación General y Tipos de bombas
BOMBAS
BOMBAS CENTRIFUGAS
CINEMÁTICAS
VOLUTA CONCENTRICA
R
Turbina Regenerativa
Alta Velocidad
Impulsor flujo radial
Impulsor flujo axial
Impulsor flujo combinado
DIFUSOR
Turbina Vertical
Una epata, múltiples etapas, Impulsor Abierto,
Impulsor Cerrado.
BOMBAS DESPLAZAMIENTO
POSITIVO
ROTATIVA RECIPROCANT
E
Pistón
Diafragma, etc.
Engranaje
Tornillo
Lóbulos
Peristáltica, etc.
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FIGURA 2.1 CLASIFICACIÓN GENERAL DE LAS BOMBAS
En la figura 2.1 “Clasificación General de las Bombas” se puede
ver las familias principales de bombas, las bombas de energía
cinética y las bombas de desplazamiento positivo. Estas dos
familias se dividen en otros grupos menores las mismas que se
utilizan para algunos servicios específicos. Las dos familias de
bombas cumplen la misma función, es decir mover líquido y
generar presión, sin embargo lo hacen en formas distintas.
Bombas de Desplazamiento Positivo
Estas generan presión o bombean, expandiendo y luego
comprimiendo una cavidad o espacio dentro de la bomba. En
muchos casos estas bombas capturan el líquido y físicamente lo
transportan por la bomba hasta la boquilla de descarga. Dentro de
la bomba donde la cavidad se expande, se genera una zona de
baja presión, o vacío, que causa que el líquido entre en la boquilla
de succión. Luego, la bomba transporta el líquido hacia la boquilla
de descarga donde la cavidad se comprime, generando una zona
de alta presión. En este sentido, debido a que la cavidad es fija,
podemos decir que en teoría, estas bombas son de “volumen
constante” por cada revolución o ciclo de mando.
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Teóricamente, la curva de una bomba de desplazamiento positivo
deberá verse como sigue:
P (H)
CURVA H-Q
Q
FIGURA 2.2 CURVA TEÓRICA DE UNA BOMBA DE
DESPLAZAMIENTO POSITIVO
La realidad es que hay pérdidas en el volumen mientras sube la
presión y baja la viscosidad, de tal forma que la curva real se ve
así:
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P (H)
Curva H-Q
Q
FIGURA 2.3 CURVA REAL DE UNA BOMBA DE
DESPLAZAMIENTO POSITIVO
El flujo cambia con un cambio de la velocidad de mando o del
motor. La presión que esta bomba genera es normalmente una
función del espesor de la voluta, y/o fuerza que resista la misma.
Las bombas de desplazamiento positivo normalmente tienen unos
componentes de estricta tolerancia. Estos componentes varían
con el tipo y diseño de la bomba. La tolerancia estricta controla el
flujo y la presión que genera este tipo de bombas. Cuando esta
tolerancia se abre o se desgasta por tan solo unas milésimas,
estas bombas pierden su eficiencia de manera significativa y por
ende su capacidad de funcionar. Estos componentes de
tolerancia estricta deben cambiarse con cierta frecuencia o al
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menos hacer inspecciones rutinarias con más o menos frecuencia,
dependiendo de lo abrasivo del fluido que se está bombeando a fin
de mantener siempre la bomba trabajando dentro de sus rangos
de máxima eficiencia.
Las bombas de desplazamiento positivo normalmente se prefieren
en lugar de las centrífugas en aplicaciones de líquidos viscosos,
de medición, o de dosificación precisa, y donde se tiene que
generar presiones altas con poco o mediano flujo. Tal como
observamos en el cuadro de la Figura 2.1, comercialmente
hablando de este tipo de bombas se pueden encontrar:
Bombas Desplazamiento Positivo Reciprocantes:
Como su nombre lo indica, la transmisión de movimiento hacia las
partes móviles del equipo de bombeo que a su vez transmiten
energía al fluido, es de tipo axial, constan además de eje, carcasa
y elemento de sellado, ya sea sello mecánico o empaquetadura.
Algunas de las bombas comerciales más conocidas de este tipo
son:
De pistón
De simple diafragma
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De doble diafragma operadas por aire (AODP)
De doble diafragma operadas por motor eléctrico
Bombas Desplazamiento Positivo Rotativas:
La transmisión de movimiento hacia las partes móviles del equipo
de bombeo que a su vez transmiten energía al fluido, es de tipo
rotatorio, constan además de eje, carcasa y elemento de sellado,
ya sea sello mecánico o empaquetadura. Algunas de las bombas
comerciales más conocidas de este tipo son:
De cavidad progresiva
De tornillo
De Piñones Internos
De Piñones externos
Peristálticas, etc.
De paletas, etc.
Bombas Centrífugas o Cinéticas
Las bombas centrífugas cumplen la misma función, pero de otra
manera. Estas generan flujo y presión acelerando y luego
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frenando el movimiento del fluido dentro de la bomba. El fluido
entra en la boquilla de succión de la bomba, y luego se atrapa
entre las aletas del impulsor. El impulsor está girando a la
velocidad del motor, mientras el fluido pasa desde el diámetro
interior hacia el diámetro exterior del impulsor, las partículas se
aceleran bruscamente. El líquido que sale del diámetro exterior
del impulsor se tira contra la pared interna de la voluta y luego se
frena mientras se recolecta en el caracol (gusano) de la voluta. La
velocidad se convierte en altura o presión en gran parte debida a
un efecto “venturi”, presión que aparece disponible en la boquilla
de descarga de la bomba. Todo lo anterior se resume en una
transformación de energía cinética o de velocidad a una energía
potencial o de presión al pasar las partículas de fluido desde una
sección mayor A1 a una sección menor A2 tal como se ilustra en
la Figura 2.4.
FIGURA 2.4
A1
A2
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Debido a que la velocidad del motor se considera constante y que
el diámetro del impulsor es fijo, se dice que, en teoría, la bomba
centrífuga es de altura o presión constante. La curva teórica se
vería entonces así:
P (H)
Curva H-Q
Q
FIGURA 2.5 CURVA TEÓRICA DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA
La realidad es que toda bomba centrífuga pierde altura o presión
mientras se incrementa el consumo o caudal demandando más
energía en el motor. La curva real entonces se vería como
muestra la Figura 6.
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P (H)
Curva H-Q
Q
FIGURA 2.6 CURVA REAL DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA
Según la Figura 2.1, aproximadamente la mitad de las bombas
que existen son centrífugas y la otra mitad son de desplazamiento
positivo, sin embargo realmente es posible que exista hasta una
cantidad mayor en diseños de bombas de desplazamiento positivo
para servicios específicos, que bombas centrífugas.
Sin embargo en el caso de la industria pesada, es decir, la de
procesos químicos, petroquímicos y refinación de petróleo,
procesos metalúrgicos, farmacéuticos, agua potable, aguas
negras, productos comestibles, minería, producción de pulpa de
papel, generación de electricidad con vapor y manufactura en
general; se puede que existen muchas más bombas centrífugas
que de desplazamiento positivo. De hecho aproximadamente un
95% de las bombas en la industria pesada son bombas
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centrífugas. Y las bombas de desplazamiento positivo que
encontramos en la industria pesada tienen mucho en común con
las centrifugas, es decir son de diseño rotatorio con rodamientos y
un sello o empaquetadura en el eje. Tal como mencionamos en la
Figura 2.1, las bombas centrífugas se sub clasifican en:
Bombas Centrífugas de Voluta:
Este tipo de bomba añade presión a un líquido, aumentando la
velocidad del mismo a través de la fuerza centrífuga y entonces
transformando esa energía de velocidad en energía de presión por
el flujo en la voluta. Tal como podemos observar en la Figura 7,
el líquido entra en la brida de succión en el punto D y fluye hacia el
ojo del impulsor al punto B. Las aletas del Impulsor lo recogen en
el punto B, y se acelera al exterior a lo largo de las aletas. A
medida que sale del impulsor, la velocidad del líquido se acerca a
la velocidad de las puntas de aleta. La voluta en el punto E está
en forma de caracol (gusano) en aumento de su área transversal.
Cuando el líquido se mueve a velocidad alta en el área de
tolerancia estricta (en las puntas de las aletas del impulsor a la
voluta) a un área mayor de tolerancia, la energía de velocidad de
líquido se convierte en energía de presión. A medida que se
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acerca la presión alta a la boquilla de descarga en el punto E, el
punto de divergencia lo dirige a la boquilla.
FIGURA 2.7 PUNTOS DE TRABAJO EN UNA BOMBA
CENTRÍFUGA
Dentro de este grupo de bombas centrífugas podemos citar:
Bombas Impulsor tipo sobresaliente, en las cuales el impulsor
está montado en el extremo del eje en estilo “cantiléver” o
colgando de sus rodamientos de apoyo. Este tipo de bombas a su
vez dividen en bombas monoblock, ver Figura 2.8 (en las cuales la
bomba está unida al motor y estos comparten tanto el eje como los
rodamientos) y bombas de eje libre (en las cuales el eje y los
rodamientos de la bomba y el motor son independientes), ver
Figura 2.9.
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FIGURA 2.8 BOMBA CENTRÍFUGA MONOBLOCK
FIGURA 2.9 BOMBA CENTRÍFUGA EJE LIBRE
Bombas de Impulsor entre Rodamientos, en las cuales
el impulsor (o impulsores) está montado en un eje con
rodamientos a ambos extremos. El impulsor está montado entre
los rodamientos. Estas bombas a diferencia de la de tipo Impulsor
sobresaliente pueden ser de una etapa (o impulsor) o de varias
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etapas generalmente con la finalidad de incrementar la presión
disponible (ver Figura 2.10).
FIGURA 2.10 BOMBA CENTRÍFUGA ENTRE RODAMIENTOS
Bombas de Procesos tipo “ANSI”, con la succión al
extremo , ver Figura 2.11, son bombas extensivamente utilizadas
en las industria pesada donde se manejan líquidos con cargas
abrasivas o corrosivas considerables, es el tipo de bombas más
usadas en la industrias de procesos dado que tienen certificación y
normalización ANSI (American National Standard Institute), se
caracterizan además porque tienen componentes
sobredimensionados que se los coloca así para incrementar la
confiabilidad de estos equipos las 24 horas del día, los 365 días
del año durante los cuales funciona generalmente sometidas a
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altas exigencias, también este tipo de bombas tienen un sistema
de desmontaje en retroceso (“back pull Out”), está disponible en
una diversidad de materiales así como también tienen como parte
de su carcasa anillos de desgaste intercambiables (ver Figura
2.26).
FIGURA 2.11 BOMBAS CENTRÍFUGAS TIPO ANSI
Bombas API (American Petroleum Institute), de succión
al extremo, ver Figura 2.12; se usa extensivamente en la industria
del petróleo, estas bombas se diferencian de las tipo ANSI en que
principalmente se diseñan para líquidos no corrosivos,
aplicaciones de presión y temperatura altas, además se incorpora
un impulsor cerrado con agujeros de equilibrio.
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FIGURA 2.12 BOMBAS CLASIFICACIÓN “API”
Bombas Verticales, entre las cuales están las bombas tipo
“lápiz” para pozo profundo, este grupo son construidos con
rodamientos que se lubrican con el mismo líquido, son usualmente
de múltiples etapas a fin de generar las altas presiones que se
requieren para vencer la altura de los pozos, otras bombas de este
tipo son las bombas de alcantarillado, que tienen impulsores que
no se atascan, bombas de abrasivos que pueden hacerse de
metales duros o pueden estar recubiertas de caucho, bombas de
recirculación de calor, que son fracciones de caballo de fuerza
para los sistemas de intercambio de calor en casas, bombas de
motor enlatado o sellado que no requieren sello mecánico o
empaquetaduras para la estanqueidad en el eje, ver Figura 2.13
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Bomba Vertical Pozo Profundo
Bomba Vertical para manejos sólidos
FIGURA 2.13 BOMBAS SUMERGIBLES
Bombas Centrífugas de Difusor:
Las bombas de difusor (excepto el impulsor de descarga),
descargan el líquido en un difusor (tipo campana) en lugar de una
Voluta. El difusor tiene aletas múltiples que dirigen el líquido
bombeado a la columna del próximo impulsor, de las bombas
típicas de este tipo son las sumergibles de turbina vertical (Figura
2.14), el uso de un difusor en cada etapa de este tipo de bombas,
equilibra las cargas del empuje radiales en el eje/impulsor. Se usa
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donde debe bombearse líquido hacia arriba desde aguas
subterráneas, almacenamiento subterráneo y cuerpos abiertos de
fluido (lagos, estanques de enfriamiento, tanques y sumideros).
FIGURA 2.14 BOMBAS TURBINA VERTICAL
Las bombas de tipo vertical tipo barril o enlazado, pueden usarse
en sistemas de línea de tuberías auxiliar de propulsión (“booster”)
y sistemas de NPSH bajos. Son bombas a las cuales se les
puede añadir secciones con la finalidad de variar la presión de
manera fácil, también usan múltiples rodamientos tipo “camisillas”
lubricados por aceite o el líquido bombeado (este último siempre
que el fluido no tenga elementos abrasivos). Los impulsores de
todas las bombas anteriores tienen configuraciones similares a las
presentadas en la Figura 2.15
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FIGURA 2.15
Estos impulsores reciben el líquido a bombease por la parte
central y las partículas van tomando velocidad de manera
sistemática hasta llegar a las puntas de los impulsores. Como una
regla general, la velocidad del impulsor de la bomba y el diámetro
del impulsor, determinarán la altura o presión que la bomba ha de
generar, en cambio el ancho o la altura de las aletas del impulsor,
determinarán el flujo o caudal (GPM, LPM, etc.) que la bomba
puede generar.
Bombas Centrífugas Concéntricas:
Los impulsores de una bomba tipo concéntrica reciben el líquido
en el diámetro exterior del impulsor, agregan a las partículas del
fluido directamente la velocidad del motor por lo que la aceleración
de las partículas son mucho más altas que la configuración de
impulsores de los otros tipos de bombas centrífugas. De esta
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manera expelen el líquido, también al diámetro exterior en la
boquilla de la descarga, debido a que estos impulsores tienen
poca área disponible en las aletas, estas no mueven grandes
cantidades de líquido, pero debido a que el líquido arranca al
instante y violentamente a una alta velocidad (recordar que una
bomba centrífuga típica tiene que acelerar el líquido a través de
las aletas del diámetro interior al exterior) se agrega mucha
energía al líquido y estas bombas son capaces de generar mucha
altura a un flujo bajo. También porque toda la acción ocurre en el
diámetro exterior
FIGURA 2.16 BOMBAS TURBINA REGENERATIVA
En el caso de las bombas de turbina regenerativa (ver Figura
2.16), el líquido de alta energía que no sale de la bomba por la
boquilla de descarga, se re circula inmediatamente hacia la
succión donde se combina con el líquido nuevo entrando. En este
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caso la bomba recibe la energía en el fluido entrando mas la
energía del líquido que re-circula, de aquí su nombre de
regenerativa). Son bombas muy compactas y relativamente
pequeñas que dan mucha presión o altura, ampliamente utilizadas
en equipos de lavado a alta presión y sobre todo alimentación o
inyección de agua a calderas de agua caliente o de vapor.
Tipos de Impulsores:
Los impulsores en las bombas se clasifican por su forma física:
Impulsores abiertos:
Usualmente cumplen la función de moler o triturar cargas de
sólidos que tienen algunos tipos de fluidos (ver Figura 2.17), el
hélice en el fondo de una licuadora normal es un impulsor axial
abierto. Estos impulsores mueven mucho volumen (GPM) pero no
desarrolla mucha presión o altura, dadas las tolerancias internas
que tienen para facilidad de manejo de sólidos, generalmente no
son bombas muy eficientes.
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FIGURA 2.17 IMPULSOR ABIERTO
Impulsores semi - abiertos
Este tipo de impulsor tiene las aletas expuestas (ver Figura 2.18)
pero con un plato de soporte en un lado. También son conocidos
como impulsores semi-cerrados. Se utilizan con líquidos con un
porcentaje reducido de partículas sólidas, tal como sedimentos en
el fondo de un tanque o río, o cristales mezclados con el líquido
bombeado.
FIGURA 2.18 IMPULSORES SEMIABIERTOS
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Impulsores Cerrados
Los impulsores cerrados se diseñan con aletas entre dos platos
redondos de soporte (ver Figura 2.19). Estos impulsores son para
líquidos completamente libres de partículas sólidas dado que las
tolerancias son mínimas entre el ojo del impulsor y la carcasa
(anillos de desgaste, ver Figura 2.25) y no soporta sólidos
suspendidos ni cristales en el fluido. Cabe recalcar que es
indispensable mantener la tolerancia en los anillos de desgaste
dado que de esto depende en gran medida la eficiencia de la
bomba centrífuga, de hecho se sabe que la bomba pierde entre
1.5% y 2% de eficiencia por cada milésima de desgaste adicional
de esta tolerancia precisa.
FIGURA 2.19 IMPULSOR CERRADO
41
2.3.1. BREVE DESCRIPCIÓN DE APLICACIONES DE LOS
TIPOS DE BOMBAS.
A continuación se realizará una descripción muy resumida
pero útil respecto de las aplicaciones más comunes de los
distintos tipos de bombas que hemos visto hasta ahora. Se
verificará el tipo de bomba a utilizarse respecto de algunas
características tanto del fluido como de la presión que la
aplicación puede requerir para determinada situación:
Bombas Centrífugas
El primer criterio para determinar cuándo usar una bomba
centrífuga o una bomba de desplazamiento positivo es la
viscosidad del fluido. Algunos textos especializados
(Bachus) recomiendan pensar en bombas centrífugas en
fluidos cuya viscosidad sean máximos hasta 500 SSU
(second saybolt universal) o 120 c-poise (centi-poise).
Luego para poder seleccionar de entre los diferentes tipos
de bombas centrífugas se debe hacer un análisis del resto
de parámetros a saber:
42
Presión (o Altura Dinámica Total): De manera general la
presión requerida de una bomba centrífuga esta en relación
directa con el número de etapas que esta tienen
Temperatura: este parámetro es de especial importancia
considerarlo al momento de seleccionar la bomba óptima ya
que se pueden ver afectados sus empaques o elementos
elastoméricos y problemas relacionados con la cavitación.
Tamaño máximo de sólidos: en secciones anteriores
vimos que a medida que la exigencia en el manejo de
sólidos es mayor, deberíamos considerar utilizar impeler o
turbinas abiertas o semi-abiertas según cuan grandes sean
los sólidos, solo se debe tomar en cuenta que entre más
abiertos son los impeler y las tolerancias interiores son
mayores, la capacidad para generar presión es menor y por
ende la eficiencia hidráulica de la bomba también baja.
Concentración de Sólidos: como regla general se
considera usar bombas centrífugas cuando las
concentraciones de sólidos no sobrepasan el 10% en peso
de sólidos respecto la presencia de líquido con viscosidad
menor a 500 SSU.
Compatibilidad Química: la Concentración del químico,
en caso de que sea un químico el fluido a bombear, deberá
43
siempre consultarse con la respectiva tabla de
compatibilidad química del fabricante del equipo.
Nivel de abrasión: el hecho de que un fluido contenga
sólidos en suspensión no es razón suficiente para pensar
que dicho fluido es abrasivo, ya que esto depende que la
dureza de los sólidos que se van a manejar, no es lo mismo
manejar agua con arenas de un pozo que es un fluido con
alta abrasión que manejar yogurt con pulpas de fruta cuyos
sólidos son poco abrasivos. Si se van a manejar sólidos
abrasivos presentes en el fluido, se debe pensar en utilizar
sellos mecánicos con caras duras (carburo silicio o carburo
de tungsteno).
Tipo de fluido: habrá que revisar si el fluido a bombear
requiere el uso de equipos con alguna normativa especial,
es decir si es un fluido alimenticio, farmacéutico o para uso
cosmético usualmente los equipos deben cumplir la
normativa o reglamentaciones internacionales 3 A o FDA,
si es un líquido derivado del petróleo se deberán regir bajo
las normas API o normas UL (Underwrites Laboratories),
etc.
Tipo de ambiente: especialmente si el motor que se
utiliza en un equipo de bombeo es eléctrico se deberá
44
cuidar la seguridad en un ambiente explosivo, por ejemplo
en una industria envasadora de GLP (Gas Licuado de
Petróleo), en general se deberá verificar el ambiente de
trabajo y cumplir con las normativas locales al respecto.
Bombas de Desplazamiento Positivo:
El criterio para determinar cuándo utilizar una bomba
desplazamiento positivo es la viscosidad del fluido a
manejar, como regla general pasado los 500 SSU se
debería pensar en utilizar alguna de las tecnologías
comerciales o no comerciales de bombas de
desplazamiento positivo que ya hemos descrito, aún cuando
hay algunos tipos de bombas centrífugas que pueden llegar
a manera hasta 1200 SSU de viscosidad, lo cual
deberíamos verificar en las cartillas técnicas que provee los
respectivos fabricantes.
El resto de parámetros técnicos como presión, temperatura,
concentración de sólidos, etc., que se describió
anteriormente, se analizan en esta sección con la misma
lógica que para el caso de las bombas centrífugas.
45
2.4. CAUDAL O DEMANDA DEL SISTEMA HIDRÁULICO
De la definición básica de caudal, el volumen desplazado por unidad
de tiempo:
Fórmula 2.1
Lo cual nos da la pauta para definir las unidades de caudal más
comerciales a saber:
GPM (galones por minuto)
M³/h (metros cúbicos por hora)
LPM (litros por minuto)
GPD (galones por día, unidad común para bombas
dosificadoras)
GPH (galones por hora, unidad común para bombas
dosificadoras)
El caudal de suministro de un aparato depende de su modelo y de la
presión disponible antes del mismo. Se han establecido valores de
diseño los cuales aparecen en las tablas correspondientes, sin
Q = V / t
46
embargo los valores exactos deben ser consultados en los catálogos
de los fabricantes, pero cuando no contemos con información
confiable para saber la demanda o caudal de algún punto específico,
se deberá recurrir a la instalación de un medidor de flujo o medidor
de caudal que bien seleccionado deberá ser el instrumento que nos
proporcione la información que necesitemos en algunas áreas
específicas.
Para el dimensionamiento de los diámetros, se tendrá en cuenta que
no todos los aparatos funcionarán al mismo tiempo. Por tal razón se
distinguirá cada tipo de caudal. El “caudal Máximo Posible” se
presenta cuando la totalidad de los aparatos funcionan
simultáneamente, para los diseños no se tendrá en cuenta este
caudal ya que es de ocurrencia improbable, salvo que realmente se
tenga información confiable de que todos funcionarán al mismo
tiempo, entonces se debe verificar la definición de “Caudal Máximo
Probable”, que es el caudal que se puede presentar en la tubería de
suministro y con el cual se debe diseñar. Empíricamente se ha
tratado de determinar, pero los resultados siempre han sido
diferentes, sin embargo, con algunos ajustes se utilizará el método
de probabilidades de Roy B. Hunter, presentado en E.U.A. en 1932.
Coeficiente de simultaneidad:
47
El método considera que algunos de los aparatos conectados en un
sistema funcionarán al mismo tiempo. Una vez establecido el caudal
Probable en la tubería de suministro, se debe hacer mención al
coeficiente de simultaneidad en una edificación específica.
Por ello, dependiendo del número de salidas en funcionamiento y del
uso de las edificaciones, aparecerá un coeficiente, cuyo valor
máximo será de 1 y mínimo será de 0.2. Se hace hincapié en que,
independientemente del tipo y número de aparatos, es importante
estudiar el tipo de edificación objeto del cálculo, ya que en un hotel,
en un camerino, en un internado, en una planta industrial, un cuartel,
etc., funcionan muchos aparatos a la vez. En cambio en un edificio
residencial no parece lógico ni probable que esto ocurra.
Debido a estos factores existen innumerables curvas de coeficientes
de simultaneidad.
La norma francesa indica el coeficiente así:
Fórmula 2.2
K1 = 1/ (S- 1)½
K1 =
1/ (S- 1)½
48
En donde K1, es el coeficiente y S es el número de salidas. Esta
expresión es cuestionable, si se tiene en cuenta que no todas las
salidas suministran el mismo caudal. Cuando se diseñan
edificaciones que incluyen inodoros con fluxómetros, que son
aparatos de mayor caudal, se debe considerar el coeficiente de
simultaneidad por separado si se tiene en cuenta que el
funcionamiento de estos aparatos es de poca duración y conviene
hacer las instalaciones por separado, de lo contrario debemos
regirnos a la tabla 1.
Tabla 1
Coeficiente de Simultaneidad
S K1 S K1
1 1 13 0,29
2 1 14 0,28
3 0,71 15 0,27
4 0,58 16 0,26
5 0,50 17 0,25
6 0,45 18 0,24
7 0,40 19 0,24
8 0,38 20 0,23
9 0,35 21 0,22
10 0,33 22 0,22
11 0,32 23 0,21
12 0,30 24 0,21
49
2.5. “T.D.H” O CABEZAL DE PRESIÓN DEL SISTEMA HIDRÁULICO
Toda bomba tiene que ser diseñada para cumplir las necesidades
del sistema hidráulico. Estas se conocen como la altura dinámica
total, o TDH (total dynamic head). La bomba reacciona a un cambio
en el sistema. Si se han añadido tuberías y aumentado la altura de
fricción “Hf” o pérdidas por fricción o calor, el consumo es mayor
afectando a la altura de presión “Hp” y puede tener tramos de
tuberías diseñados incorrectamente que aumentan la altura de
velocidad “Hv”. Debido a esto, podemos decir que el sistema
controla la bomba. Y si el sistema se impone sobre la bomba, lo
que la bomba no puede cumplir, se dirá que la bomba fallará
respecto de lo exigido por el sistema, y por consiguiente, pasará
mucho tiempo en el taller debido a fallas de los rodamientos y
sellos.
Los Elementos de la Altura Dinámica Total (TDH):
1.- Hs (la altura Estática): o también llamado cambio de elevación
medido en pies (ft) o en metros (m). Esta medición se toma desde
la superficie del líquido en el tanque o recurso a drenar (succión)
hasta la altura donde la bomba deposita el líquido. Algunos
sistemas no tienen Hs. Si hay una diferencia de cotas en elevación
entre el espejo de fluido inicial y el espejo de fluido final entonces a
esto se lo llama Altura Estática.
50
2.- Hp (altura de presión): o también llamada cambio de presión
en el sistema, El Hp puede existir o no. Si está ausente (la succión
y descarga tienen la misma presión), no habrá que tomarla en
cuenta. Si está presente, hay que emplearla en la fórmula general
de TDH que más adelante indicaremos. A veces, se tiene que
drenar un tanque a una presión (como la presión atmosférica), para
llenar otro tanque que es sellado y presurizado. Otro ejemplo está
en la bomba de alimentación de caldera, donde la bomba drena el
tanque des aireador a una presión, y añade el agua a la caldera, a
otra presión, esto es un ejemplo de altura de presión.
La fórmula es:
Formula 2.3
Donde
Δpsi= presión dentro de la caldera – presión del
des aireador
3.- Hv (Altura de Velocidad): o llamada energía perdida dentro del
sistema debido a la velocidad del líquido desplazándose en las
tuberías. La fórmula es:
Hp= (Δpsi x 2.31)/ gr. Esp
Hp= V²/2g
51
Fórmula 2.4
Donde;
V= velocidad del fluido en la tubería medida en pies/seg.
g= la aceleración de la gravedad (32.16 ft/ seg²)
Nota: “Hv” es normalmente una cifra insignificante, como una
fracción de un PSI, que no se puede apreciar en un manómetro.
No se puede descartar porque se utiliza para calcular el Hf o
pérdidas por fricción. Si Hv se convierte en una presión que se
puede leer en un manómetro común, como 6 o 10 psi, el problema
es el diámetro inadecuado de la tubería
4.- Hf (Pérdidas por fricción): también llamadas pérdidas por calor
en el sistema, es la medida de la fricción entre el fluido bombeado y
las paredes internas de las tuberías, válvulas, conexiones y
accesorios tanto en la línea de succión como en la de descarga.
Debido a que tanto Hf como Hv es energía perdida dentro del
sistema hidráulico, esta nunca va a llegar al final del sistema. Por lo
52
tanto hay que calcularlo y añadir esta energía al momento de
diseñar la bomba. También, hay que saber estos valores al
momento de analizar un problema y determinar en qué parte de la
curva está la bomba. Los valores de Hv y Hf se pueden medir con
manómetros en un sistema existente con la fórmula de Bachus y
Custodio que veremos más adelante. Si el sistema está en la etapa
del diseño, el Hf se puede estimar con las tablas de fricción en las
tuberías que los mostramos en los apéndices. La fórmula de
fricción de tubería es:
Fórmula 2.5
Donde:
K= constante por cada 100 pies (valor que hay que revisarlo en las
tablas)
L= longitud actual de la tubería en el sistema
La fórmula de la fricción en las válvulas y conexiones es:
Fórmula 2.6
Hf = (K x L)/ 100
Hf= K x Hv
53
Fórmula 2.6
La Fórmula de Hazen y Williams (H y W)
Los señores Hazen y Williams eran dos ingenieros civiles
americanos en el comienzo del siglo pasado. En ese entonces, la
tubería usada para llevar agua municipal era de hierro dúctil
enchapado en el diámetro interior con brea o asfalto. La capa de
brea le dio distintas características al flujo de agua comparado con
el hierro dúctil sin la capa. Los Ingenieros Hazen y Williams con su
fórmula, una variación en las leyes de afinidad, introdujeron un
factor de corrección al Hf de un 15%. El método es el más popular
entre los ingenieros civiles, su fórmula empírica, simple y fácil de
aplicar, es el método más especificado por las agencias de aguas
municipales, la fórmula de H y W asume un flujo turbulento a una
temperatura ambiental del agua. Es más preciso a velocidades
entre 3 y 9 pies por segundo dentro de las tuberías con diámetros
desde 8 hasta 60 pulgadas lo cual no quiere decir que no es
aplicable al resto de casos.
La Fórmula de Darcy / Weisbach
Esta fórmula es otra variación en las Leyes de Afinidad (que
veremos más adelante). Los Señores Darcy y Weisbach eran
54
ingenieros civiles hidráulicos en Francia en los años 1850 (medio
siglo antes de los señores Hazen y Williams). Ellos hicieron unas
variaciones en algunas fórmulas de pérdidas de fricción en canales
abiertos. Aplicaron otros coeficientes de fricción basados en
muchos experimentos y desarrollaron sus fórmulas para la fricción
en tubos de acueductos cerrados. A través de los años, sus
coeficientes han evolucionado, hasta incorporar los conceptos de
flujo laminar y turbulento, la viscosidad, la temperatura y hasta
tubería con rugosidades interiores no uniformes. Con tantas
variables y coeficientes, la fórmula de Darcy / Weisbach solo se hizo
práctica y popular después del invento de la calculadora
electrónica. La fórmula de Darcy / Weisbach es extensa y
complicada, comparado con los estimados empíricos de la fórmula
Hazen y Williams.
Algunas de las asunciones que hacen tanto las fórmulas de D / W
como la de H y W son:
Que las rugosidades del material interior en un ducto o
tubería van cambiando conforme envejecen (veremos en
capítulos posteriores como se corrige esta asunción)
Que las válvulas en el sistema están completamente
abiertas
Que no hay averías al cortar y/o colocar las juntas
55
Que las viscosidades pueden variar con la temperatura
(dado que se asume una sola viscosidad para el cálculo)
Que las viscosidades pueden variar con el nivel de
agitación.
De cualquier forma en la actualidad la metodología para el cálculo
de las pérdidas por fricción en las tuberías y accesorios se resumen
a lo siguiente:
En Tuberías
Las pérdidas por fricción se la obtiene multiplicando la longitud del
tramo de tubería de un determinado diámetro por el llamado factor
de fricción “f” (donde f = K/L), mismo que lo ubicamos en tablas ya
tabuladas por distintos fabricantes que saben de la realidad y
rugosidad de su manufactura y que han hecho pruebas comercial y
normativamente aceptadas. Estas tablas además son tabuladas
en función del material del ducto así como obviamente de los
diámetros y caudales posibles de fluido que pasarán por dicho
diámetro (un ejemplo de estas tablas puede verse en los
Apéndices), cabe recalcar que en estos factores ya se incluye el
pequeño efecto de las pérdidas por la velocidad Hv.
56
Entonces:
Fórmula 2.7
En accesorios y válvulas:
Para el cálculo de las pérdidas por fricción en accesorios y tuberías,
en primera instancia, mediante la información contenida en los
Apéndices, se convierte cada accesorio o válvula en una longitud
equivalente de tubo del mismo diámetro, luego se procede a
encontrar el “Hf” exactamente de la misma manera que como se
indica para el caso del cálculo para tuberías. De esta forma
entonces podemos plantear la Ecuación de TDH como sigue:
Fórmula 2.8
Para una mejor identificación de cada componente de la fórmula del
TDH, ver Figura 2.21. Cabe recalcar que en nuestro medio es
Hf = f x L
TDH = Hs + Hp + Hf
57
común realizar los cálculos del TDH o presión requerida del sistema
en Pies (ft) siempre que el fluido de trabajo sea agua o un fluido con
una viscosidad similar a la del agua (33 SSU), si el cálculo del TDH
es para un fluido con una viscosidad diferente se recomienda hacer
el cálculo de todos los factores de la fórmula en PSI, todo lo anterior
es más que nada por regirnos a las unidades empleadas por los
autores de las tablas para la obtención de los factores de fricción (f),
las que más se usan en nuestro medio son de origen
norteamericano. En todo caso para llevar los valores de Pies a PSI
o viceversa deberá emplearse la siguiente ecuación:
.
Fórmula 2.9
Todos los cálculos se realizarán en base a presiones manométricas
y no presiones absolutas, a recordar su relación:
Fórmula 2.10
P absoluta = Po (atmosférica) + P manométrica
PSI = (PIES x gr. Esp.) / 2.31
58
FIGURA 2.21 COMPONENTES DEL “TDH”
2.6. N.P.S.H. o CABEZAL NETO POSITIVO DE SUCCIÓN:
El NPSH o Net positive suction Head por sus siglas en inglés, es tan
conocido al hablar sobre las bombas, que los autores decidieron
quedarse con el término NPSH cuando se requiere evaluar lo que
sucede desde el lado de succión de la bomba hasta el ojo del
impulsor. El NPSH toma en consideración, la tubería y conexiones o
accesorios de succión, la elevación del fluido en relación con la línea
central (o center-line) de la bomba, la presión absoluta en el lado de
la succión, la velocidad del fluido moviéndose dentro de las tuberías
y la carga de vapor del fluido a la temperatura actual. De momento
se puede decir que algunos de estos factores añaden energía al
Hp Hs
Hf
H
59
fluido y otros factores restan energía al fluido. El impulsor va a
convertir esa energía en presión positiva y flujo. Tiene que haber
energía suficiente en el lado del fluido para que el impulsor la
convierta en presión positiva y flujo. Si no existe la suficiente o
adecuada energía en el fluido, se dice que la bomba sufre por NPSH
inadecuado.
En términos sencillos se puede decir que el NPSH es la razón por la
que el diámetro de la boquilla de succión en la bomba centrífuga es
generalmente mayor que el diámetro de la boquilla de descarga en
la bomba. Si hay mas líquido saliendo de la descarga que líquido
disponible en la succión, entonces la bomba está asfixiada, igual que
cuando una persona requiere más oxígeno que el disponible en el
ambiente.
Las unidades de medida del NPSH son las mismas unidades de
medida del TDH, es decir son unidades de presión, en este caso se
tomará los pies para fluidos con viscosidades parecidos al agua o
PSI si son viscosidades mucho mayores.
60
Es necesario identificar la diferencia entre el NPSH requerido
(NPSHr) o NPSH obtenido de las curvas de la bomba y NPSH
disponible (NPSHa) o NPSH del sistema hidráulico.
Definición del NPSHr (requerido):
Es la energía del líquido requerida para sobrellevar las pérdidas por
fricción desde la entrada de la succión de la bomba hasta el ojo del
impulsor sin que ocurra vaporización. Es característico de la bomba
y está indicado en la curva de la misma (ver Figura 2.22). Varía con
el diseño, tamaño y las condiciones en que opera, como se ve en la
Figura 2.22, a medida que el caudal aumenta, se incrementa el
NPSH requerido. Está determinado por una prueba de levantado “lift
test”, produciendo una presión negativa (pulgadas de Hg),
convirtiéndolos a pies de altura requerido.
61
FIGURA 2.22 CURVA “NPSH” REQUERIDO
Definición del NPSHa (disponible):
Es la energía que está en el líquido en la conexión de succión de la
bomba, sobre y mayor que la energía en el líquido debido a la
presión de vapor. Es característico del sistema y se dice que el
NPSHa debe ser mayor que el NPSHr (NPSHa > NPSHr).
Como guía general, del NPSHa disponible, debe ser como mínimo un
10% mayor que el NPSHr (requerido por la bomba). Algunos textos
expertos también indican que el NPSHa recomendado deberá ser
62
con un margen de 3 pies mayor al NPSHr. Lo anterior como
condición indispensable para evitar la vaporización del fluido hasta
llegar al ojo del impulsor de la bomba y causar de esta manera el
negativo efecto de cavitación.
2.6.1. EL FENÓMENO DE LA CAVITACIÓN
La “Cavitación” es la formación y el derrumbamiento
(explosión e implosión) subsiguiente de burbujas de vapor
dentro de una bomba a presiones promedio de 155000 psi. Es
causada porque la presión absoluta sobre el líquido cae por
debajo de la presión de vaporización del líquido. Cuando
estas burbujas se derrumban, con bastante frecuencia, se oye
un ruido que parece como si hubiese canicas o piedrillas
dentro de la bomba. Si estas burbujas de vapor se derrumban
con bastante energía, como es en este caso, pueden remover
metal dentro de la bomba, o puede dejar huellas como golpes
de martillo en la superficie interna de la voluta o el impeler,
piñones, etc. (ver Figura 2.23)
63
FIGURA 2.23 EFECTOS DE LA CAVITACIÓN
En una bomba, la presión de vapor disminuye cerca del ojo el
impulsor porque la velocidad del líquido aumenta, por lo tanto
el líquido hervirá (se vaporiza) a una temperatura más baja.
Por ejemplo a una presión de entrada de 1 psia, el agua
hervirá o vaporizará a aproximadamente 100 ºF.
La cavitación puede ocurrir a parte de la bomba en otras
partes del sistema hidráulico como codos, tuberías, válvulas,
etc. Es importante aclarar que ninguna bomba Cavita, aunque
se dice que la bomba está cavitando, en realidad lo que
64
sucede es que el sistema cavita a la bomba. Por lo tanto, el
sistema cavita la bomba. Un NPSHa (disponible del sistema
hidráulico) inadecuado, establece la condición favorable para
que comience la cavitación dentro de la bomba. Si la presión
en el ojo del impulsor de la bomba cae debajo de la presión de
vapor del fluido, la cavitación podría comenzar
Efectos de la cavitación:
Cuando ocurre cavitación en una bomba, se reduce su
eficiencia, también puede causar alzas bruscas de flujo y
presión de manera aleatoria. Los efectos de la cavitación son
ruido y vibración. Si la bomba opera bajo condiciones de
cavitación por un tiempo suficiente, puede ocurrir lo siguiente:
Picaduras en las aletas del Impulsor y en la voluta de la
bomba
Fallos prematuros de los rodamientos
Rotura del eje y otros fracasos producto de la “fatiga” de la
bomba
Fallos prematuros del sello mecánico
65
Estos problemas pueden ser causados por:
Reducción en la presión de la succión
Aumento en la temperatura del líquido bombeado
Aumento en velocidad o flujo del fluido
Separación y reducción del flujo debido a un cambio en la
viscosidad del fluido bombeado.
Condiciones de flujo indeseables causado por
obstrucciones o codos agudos en la tubería de succión.
La bomba no es adecuada para el sistema hidráulico o
está mal seleccionada.
Posibles Soluciones cuando hay problemas de
Cavitación:
En general, se debe aumentar la presión del fluido,
disminuyendo la presión de vapor, la presión del fluido puede
ser aumentada:
Aumentando la presión en la succión de la bomba
66
Reduciendo las pérdidas (fricción) de la entrada de la
bomba
Aumentando el tamaño de la bomba
La presión de vapor del fluido se disminuye cuando:
Se baja la temperatura del fluido
Se cambia a un fluido con una presión de vapor más
baja.
A veces, simplemente quitando aire aspirado, purgar la
bomba tendrá el mismo efecto.
2.6.2. CÁLCULO DEL NPSH DISPONIBLE (NPSHa)
Los elementos de la ecuación del NPSH a (disponible)
son los siguientes:
Fórmula 2.10
NPSHa = Ha +/- Hs- Hf - Hi
67
Donde:
Ha= Altura o presión atmosférica (14.7 psi x 2.31) que
nos da 33.9 pies al nivel del mar (ver tabla 4 de
propiedades del agua que considera la presión
atmosférica a distintas elevaciones)
TABLA 2. VARIACIÓN DE LA PRESIÓN
AMTOSFÉRICA CON LA ALTURA
Hs= Altura estática en pies (positiva o negativa) del
nivel de la columna del líquido en la succión de la
bomba.
Hvp= Altura de vapor (“vapor head”) o carga de vapor
del líquido. Es una función de la temperatura del
líquido (referirse a tabla 5). Es menester indicar que
para productos con viscosidades muy distintas al agua,
este valor es prácticamente insignificante para efectos
68
de cálculos en líquidos viscosos se lo considera con un
valor de cero.
TABLA 3. VARIACIÓN DE LA PRESIÓN DE VAPOR
CON LA TEMPERATURA
Hf= Altura de fricción o pérdidas por fricción en la
tubería y conexiones de succión.
Hi= son las pérdidas por fricción que ocurren desde la
boquilla de succión hasta el ojo del impulsor en la
bomba. Puede causar distorsión en la Fórmula 2.10
hasta un máximo de 2 pies, si no se sabe el Hi, es
válido usar un factor de seguridad de 2 pies.
Con la finalidad de identificar gráficamente los
elementos de la Fórmula 2.10 para el cálculo del
69
NPSHa (disponible en el sistema hidráulico), referirse a
la Figura 2.24.
FIGURA 2.24 COMPONENTES DEL “NPSH”
2.7. LA POTENCIA HIDRÁULICA Y CONCEPTOS DE EFICIENCIA
El físico James Watt, es famoso en los circuitos eléctricos por el
término vatio, desarrolló los términos de energía, trabajo y potencia.
Se definió lo siguiente:
Energía: como la capacidad de realizar trabajo
Trabajo: es una fuerza (F) hecha o multiplicada por una
distancia (d). Entonces Trabajo = F x d
Potencia: es el trabajo cumplido dentro de un tiempo
específico.
70
Si uno levanta 10 libras sobre una distancia de 10 pies, el trabajo
será 100 libras. Pie. James Watt determinó que un caballo de tiro en
una mina podría levantar 550 lb.pie/seg., o que un caballo podría
levantar 550 lb., a una distancia de 1 pie dentro de 1 segundo de
tiempo. Esta es la definición de un caballo de fuerza o Horse Power
(HP), es decir que 1 HP = 550 lb.pie/seg., y es la razón por la que
hoy se califica a los motores en caballos de fuerza y no en iguanas o
avestruces de fuerza.
Se dice que el motor genera caballos de fuerza (Hp), y que la bomba
consume caballos de fuerza al freno (“Break Horse Power -BHp”). La
diferencia entre el Hp y el BHp es lo que se pierde en la transmisión
de la potencia, los rodamientos, el eje y el acople a la bomba.
También se debe definir el trabajo útil de la bomba como Caballos
de Fuerza de agua (WHp). Se demuestra matemáticamente lo
siguiente:
Fórmula 2.11
WHp = (H x Q x gr. Esp.)/3960
71
Donde:
H: es la altura en pies que eleva la bomba
Q: es el flujo o caudal de la bomba en galones por minuto
3960: es una constante
gr. Esp.: es la gravedad específica del fluido que se está bombeando
Luego se puede decir que BHp = WHp x eficiencia de la bomba (ef.)
Entonces quedaría:
Fórmula 2.11
Por ejemplo si se necesita subir 200 GPM de agua a temperatura
ambiente a una altura de 100 pies, los Caballos de fuerza de agua
serían:
BHp= H x Q x gr. Esp. / (3960 x ef.)
WHp = H x Q / 3960 = 100 pies x 200 GPM /
3960 = 5.05 WHp
72
Si la gravedad específica del fluido a la temperatura de bombeo no
es igual a 1.00, entonces se deberá multiplicar el valor anterior por la
gravedad específica correspondiente.
Eficiencia de La Bomba
Varios factores afectan la eficiencia de la bomba, se puede indicar
que el impulsor de la bomba es uno de los más importantes. Algunos
factores que afectan el comportamiento del impulsor son:
Velocidad del Impulsor
Diámetro del Impulsor
Número de alteas que tiene el impulsor
Diámetro del ojo del Impulsor
Espesor del Impulsor
Ángulo de las aletas
Factores que afectan la Eficiencia:
a) Aspereza de superficies internas, los aumentos en la
eficiencia debido a mejoras en el acabado de la superficie
73
es muy dependiente mutuamente, generalmente las
mejoras en el acabado de superficie son económicamente
justificable en especial para las bombas de altas
velocidades
b) La tolerancia de los anillos de desgaste (ver Figura 25) tal
como vimos en el sub-capítulos anteriores, puede
influenciar grandemente en la eficiencia de las bombas
FIGURA 2.25 ANILLOS DE DESGASTE DE UNA BOMBA
c) Pérdidas mecánicas, rodamientos, sellos de labio, sellos
mecánicos, estoperas, empaquetaduras, etc., todos estos
elementos, por insignificantes que parezcan consumen
potencia y reducen la eficiencia de la bomba, en especial
Anillos de
desgaste
74
las bombas pequeñas menores a 15 Hp son particularmente
sensibles.
d) Diámetro del Impulsor, existe una reducción en la eficiencia
debido a la disminución en el tamaño del impulsor debido a
que la distancia entre la voluta y la punta del impulsor se
hace más grande y las tolerancias forman parte del
mecanismo de generación de presión en las bombas, por lo
tanto, no se recomienda una reducción de más de un 20%
en el diámetro original de Impulsor (esto aplica para
bombas de eje libre donde el impulsor se lo puede maquinar
para ajustar el punto de operación de la bomba al del
sistema hidráulico y de esta manera poder emplear motores
de menor tamaño)
e) Viscosidad, dado que entre más viscoso sea un fluido,
menos eficiente será la bomba centrífuga, de allí que en
párrafos anteriores se limitó el uso de bombas centrífugas a
500 SSU.
f) Tamaño de los Sólidos, las concentraciones bajas de
sólidos, debajo de un 10% por peso promedio, clasificados
según tamaño y material, no tendrá un efecto negativo en la
eficiencia de la bomba, sin embargo la configuración debe
ser bastante grande para prevenir la obstrucción, por
75
ejemplo las bombas sanitarias que manejan sólidos tienen 2
o 3 aletas en su impulsor de una forma especial, causando
que la eficiencia sea menor.
Para dejar claro y plenamente definido en esta sección los tipos de
eficiencia que se puede encontrar en un conjunto de bombeo, según
Figura 2.26.
FIGURA 2.26 EFICIENCIAS EN UNA BOMBA
Eficiencia = Trabajo que sale/ Trabajo que entra
Eficiencia de Bomba= WHp / BHp
Sale "H
p"
Entra “H
P”
Sale "WH
p"
Pérdidas Mecánicas y Calor
Pérdidas Mecánicas y calor
KW
76
Eficiencia de Bomba= (H x Q x gr. Esp.)/(3960 x BHp)
Eficiencia del Acople= Caballos fuerza Bomba/
Caballos fuerza Motor
= BHp / Hp
Eficiencia del Motor = Caballos fuerza saliendo motor/
energía entrando motor
= Hp / KW
Un Ecuación que comúnmente se utiliza en cálculos de Ingeniería
hidráulica es:
Fórmula 2.12
Ejemplo práctico
Un sistema requiere 2500 GPM de caudal de agua salada (gr.
Esp.= 1.07) a 120 psig., la potencia requerida de la bomba es de
213 BHP, cuál será la eficiencia de la misma?
Cálculo de la altura
Altura = (PSI x 2.31)/ gr. Esp.
BHP= (H x Q x gr. Esp.)/ (3960 x efic.)
77
= (120 psi x 2.31) / 1.07
= 259.06 pies
Cálculo de la eficiencia
Eficiencia= (H x Q x gr. Esp.)/(3960 x BHp)
= 259 pies x 2500 GPM x 1.07/ (3960 x 213 BHp)
Eficiencia bomba = 82%
2.8. ENTENDIENDO LAS CURVAS HIDRÁULICAS DE UNA BOMBA
CENTRÍFUGA.
Realmente la curva hidráulica de una bomba es bastante simple de
comprender, en ésta se indica simplemente que una bomba
descargará un cierto flujo a una cierta presión (o altura “TDH”), a una
velocidad específica mientras consume una cantidad específica de
caballos de fuerza o BHp. La curva hidráulica de desempeño es en
realidad cuatro curvas relacionándose, estas son:
La curva de altura – flujo (H – Q)
La curva de eficiencia
78
La curva de energía (BHp)
La curva de requisitos mínimos de succión (NPSHr)
La curva H – Q
La matriz de la gráfica de la curva es la misma gráfica matemática
del plano cartesiano “x – y”. En el eje horizontal se lee el caudal o
flujo en galones por minuto o en la unidad que prefiera el fabricante
de bombas y en el eje vertical se lee la presión en la unidad que el
fabricante defina, usualmente si es norteamericano en pies y/o psi o
si es europeo en metros, según se puede ver en la Figura 2.27.
PMA
H (pies)
PMC
Q (GPM)
FIGURA 2.27 CURVA “H-Q”
Por definición la bomba es una máquina diseñada para añadir
energía a un líquido con el propósito de elevarlo o moverlo por una
tubería. La bomba puede elevar un líquido en un tubo hasta un
79
punto donde el peso del líquido y la gravedad no permiten más
elevación. La energía contenida en el peso del fluido es igual a la
energía generada por la bomba. Este punto en la curva sería el
punto de máxima altura P.M.A y se expresa como máxima altura en
pies a cero flujos en GPM según se puede leer en la Figura 2.27.
Imaginemos entonces encender una bomba y levantar el fluido en un
tubo vertical hasta su punto máximo de altura, esto sugiere que el
punto de máximo caudal a presión cero será un punto sobre el eje
del caudal P.M.C según se puede ver en la Figura 2.26. Entre el
PMA y el PMC hay una sucesión de puntos de una bomba centrífuga
que indican el rendimiento, es decir la presión que una bomba
centrífuga puede brindar a un caudal determinado como se observa
en la Figura 2.28.
PMA A
B
C
D
F
PMC
80
FIGURA 2.28 PUNTOS DE UNA CURVA HIDRÁULICA
Tal como se observa en la Figura 2.27, si se supone que en el punto
A (PMA), l curva representa 10 pies de altura a 0 GPM, si el punto F
(PMC) imaginamos que en la curva representa 10 GPM a 0 pies de
altura, también si se imagina que el punto C en la curva representa 8
pies de altura a 6 GPM. Como se observa el funcionamiento de
esta y toda bomba centrífuga siempre está en la curva, de hecho
esta bomba podría operar en cualquier parte de esta curva desde el
punto A al punto F. En cualquier altura específica, esa bomba va a
bombear un flujo específico en GPM correspondiente a dicha altura o
presión.
Punto de Mejor Eficiencia de la Bomba (PME)
La curva de eficiencia de la bomba se ve como la trayectoria del arco
de agua de una manguera cuando logra su mejor distancia, llamado
a este punto de mejor eficiencia (PME), toda bomba centrífuga se
debe operar en el PME o muy cerca de él, a esta zona se la conoce
como “Zona Dulce” o “Zona Feliz” de funcionamiento, según se ve
en la Figura 2.29.
81
H (pies) Zona Feliz
PME
Q (GPM)
FIGURA 2.29 PUNTO DE MEJOR EFICIENCIA
Curva de Energía o Potencia (BHp)
Ahora se considera la curva de Energía o potencia. El BHp indica
“Brake Horsepower”, o caballos de fuerza requerida. Esta curva es la
más fácil de entender porque es prácticamente una línea recta. En
esta curva hay que considerar que la bomba consume una cierta
cantidad de energía para mantener el punto de máxima altura a cero
flujos y el consumo de energía normalmente sube cuando el flujo
sube. La Curva se ve como en la Figura 2.30.
82
H (pies)
PMA
PMC
Q (GPM)
FIGURA 2.30 CURVA DE ENERGÍA O POTENCIA
Curva de “NPSHr” (Cabezal neto positivo de succión requerido)
El último componente de la curva de desempeño es la curva de los
requisitos mínimos de succión de la bomba, el NPSHr. Básicamente
el perfil de esta curva es el siguiente: la curva es casi plana o
ligeramente subiendo con el flujo hasta el punto o zona de mejor
eficiencia, donde la curva comienza a subir exponencialmente,
normalmente se ve como en la Figura 2.31.
83
H (pies)
PMA
PME
PMC
Q (GPM)
FIGURA 2.31 CURVA DE “NPSH” REQUERIDO
En conclusión en la Figura 2.32 se presenta la curva de una bomba
centrífuga con su familia de curvas, real y comercial, conteniendo
toda la información que se explicó previamente.
84
FIGURA 2.32 FAMILIA DE CURVAS BOMBA CENTRÍFUGA
La Familia de Curvas
A veces la información es igual, pero la presentación de las curvas es
distinta. Casi todas las compañías de bombas publican lo que se
llama “La Familia de Curvas”. La familia de curvas de una bomba es
probablemente lo más útil para el ingeniero o mecánico de
mantenimiento, en general la familia de curvas presenta todo el
cuadro de desempeño con las variables que se analizó parcialmente
en la sección precedente.
La Familia de Curvas (Figura 2.32) incorpora una gama de
diámetros de impulsores que pueden usarse dentro de la voluta de la
bomba. Lo que se ve son varias curvas “H – Q” en paralelo que
corresponden a los impulsores de diámetro menor al diámetro
85
máximo o también se puede conseguir igual familia de curvas
manteniendo constante el diámetro del impulsor y variando la
velocidad de funcionamiento de la bomba.
Otra diferencia en la familia de curvas es la presentación de
la energía requerida con distintos impulsores. Las curvas de BHp
aparentan descender en lugar de ascender con aumento de caudal
pero recordar que lo que se muestras en la Figura 2.32 son curvas de
energía constante. A veces, en lugar de mostrar la energía
consumida, lo que se ve es el caballaje del motor eléctrico usado, en
los tamaños estándares y comerciales de motores (1,1.5, 2, 3, 4, 5,
7.5, 10, 12, 15, 20, 25, 30 Hp, etc.)
Con distintos impulsores y motores, la Figura 2.32 tiene
mucha información. Para no complicar la gráfica, se ve eficiencias en
elipses concéntricas. Las elipses concéntricas demuestran las
primeras, segundas y terceras zonas de eficiencia y son útiles al
comparara la curva de la bomba con la curva del sistema (esto se
analizará en la siguiente sección)
Normalmente, la curva del NPSHr no cambia. La curva del
NPSHr es basada en el ojo del impulsor que normalmente permanece
igual y no cambia con el diámetro exterior del mismo. El ojo del
impulsor tiene que empalmar con la boquilla de succión de la bomba y
recibir la energía en el fluido llegando por la tubería de entrada.
86
2.9. OBTENCIÓN DE LA CURVA DEL SISTEMA HIDRÁULICO
Si recordamos la Ecuación del TDH de la fórmula 8:
Se puede verificar que hay dos términos, Hs y Hp, que sin “encender” la
bomba ya suman sus respectivos valores dentro de la ecuación de
TDH, es decir que son valores que no dependen del caudal bombeado.
En el momento que se enciende la bomba entonces las pérdidas por
fricción “Hf” comienza a tener importancia mientras sube el flujo.
Supongamos que en un sistema como el planteado en la Figura 2.21,
se colocó un medidor de flujo o caudal a continuación de la válvula de
paso. Se supone ahora que haciendo uso de la válvula de paso se
comienza a buscar diferentes valores para el caudal comenzando
desde 0 GPM o válvula completamente cerrada en el punto de máxima
presión o altura PMA pasando por algunos valores de caudal hasta
llegar al máximo caudal PMC. Si se registra casa uno de los valores de
caudal y para cada uno de ellos se hace el cálculo de las pérdidas por
fricción, entonces se obtiene una curva como la mostrada en la Figura
2.33.
TDH = Hs + Hp + Hf
87
A esta curva se le llama “Curva del Sistema Hidráulico”. Tal como se
pude verificar, en caso de que la presión Hp sea cero entonces la curva
del sistema hidráulico empezará en el punto (0, Hs). Igualmente en
caso de que Hs sea cero pero exista Hp entonces la curva del sistema
hidráulico empezará en el punto (0, Hp). En caso de que tanto Hs como
Hp sean cero, entonces la curva del sistema hidráulico empezará en el
punto (0 GPM, 0 Pies).
El trabajo de algunos ingenieros y proyectistas es calcular las pérdidas
por fricción en las tuberías en la fase del diseño. En esta etapa, cuando
el sistema existe en dibujos y planos, el ingeniero de proyectos sabe las
alturas, elevaciones, largos de tuberías, presiones propuestas del
sistema bajo construcción. Estos cálculos no necesariamente son los
mismos en el sistema hidráulico terminado, con todas las variaciones
hechas en el montaje de las tuberías, por lo que habrá que tomarlas en
cuenta o hacer un re – cálculo al finalizar las instalaciones reales para
poder verificar el punto real de operación de la bomba o sistema de
bombeo seleccionado. A este respecto se hablará en la siguiente
sección, es decir se identificará dónde es el “Punto de operación” real
de una bomba seleccionada.
88
H (pies)
Hp
Hs
(0,0) Q (GPM)
FIGURA 2.33 CURVA DEL SISTEMA HIDRÁULICO
2.10. PUNTO DE OPERACIÓN DEL SISTEMA HIDRÁULICO
Hasta ahora se analizó toda la información que se puede obtener de la
curva hidráulica de desempeño de una bomba centrífuga, también se
ha revisado la forma de obtener la curva del sistema hidráulico. Se ha
dicho en secciones anteriores que los únicos puntos posibles donde
puede trabajar una bomba centrífuga serán los puntos correspondientes
a la curva hidráulica de desempeño, sin embargo, no se ha hablado de
89
cuál es el punto de trabajo real o punto de operación (P) de una bomba
dentro de su curva de desempeño dadas las condiciones exactas y
especificas de un Sistema Hidráulico.
Tal como en muchos aspectos de la ingeniería, en la hidráulica se debe
encontrar el punto donde la oferta de energía, satisfaga a la demanda
de energía bajo unas condiciones específicas en determinado
momento. Para ponerlo más claro, el punto de operación de una
bomba (P) dentro de su curva de desempeño será el punto en el
cual se intercepten la curva de la bomba centrífuga girando a una
velocidad específica y con un diámetro de impeler específico, esto
se puede ver gráficamente en la Figura 2.34.
Ubicado el punto (P) de operación de una bomba centrífuga entonces
ahora se puede interpretar las curvas de desempeño de la bomba
centrífuga del modelo específico y la marca específica de un fabricante
determinado bajo las pautas dadas en la sección 2.8 de este capítulo,
es decir obtener datos como: H1(altura o presión real), Q1 (caudal real),
la potencia requerida del motor (BHp), eficiencia de trabajo (ef.),
Velocidad de trabajo en RPM, NPSHr (requisitos mínimos de energía en
la succión) para compararlo con el NPSHa (energía disponible del
sistema).
90
H(pies)
H1 P
Hp
Hs
Q1
(0,0) Q (GPM)
FIGURA 2.34 PUNTO DE OPERACIÓN (P) O DE TRABAJO
Sistemas Hidráulicos Dinámicos
Hasta el momento se ha asumido que todas las elevaciones,
temperaturas, presiones y resistencias en los sistemas y tanques han
sido estáticas. Esto en la realidad puede no ser cierto. Se verá ahora
91
el caso de un sistema hidráulico dinámico, basado en la Figura 2.35,
donde se observa que en el comienzo de la operación, el tanque de
inferior está lleno y el trabajo de la bomba es vencer la distancia entre
los dos niveles en los tanques (HS1). Al final en un tiempo “t”
determinado de la operación, el tanque de inferior está casi vacío y el
trabajo de la bomba es cumplir con la nueva distancia (HS2) entre los
dos niveles.
FIGURA 2.35 SISTEMA HIDRÁULICO DINÁMICO
Ahora debido a que los dos tanques están abiertos y expuestos al
ambiente, el Hp (diferencia presión entre ambos tanques) no existe, o
mejor dicho no hay ΔHp. Entonces la curva del sistema hidráulico tanto
HS1 HS2
92
al principio de la operación de bombeo como al final de la misma se
vería como en la Figura 2.36.
H (pies)
Hf2 Hf1
HS2 PME
H PME
HS1
Q PME
Q (GPM)
FIGURA 2.36 CURVA SISTEMA HIDRÁULICO DINÁMICO
Con esta información, la curva cumple con la exigencia según los dos
tanques en ambos extremos posibles (al inicio y al final) y la curva de la
bomba que se debe buscar o seleccionar deberá pasar por al punto
donde coincida que sea o esté dentro de la zona del PME (punto de
máxima eficiencia) de la bomba según se ve en la Figura 2.37.
93
H (pies) Zona Feliz
Hf2
Hf1
HS2 PME
H PME
HS1
Q PME
Q (GPM)
FIGURA 2.37 “ZONA FELIZ” DE TRABAJO
En la Figura 2.37 se puede ver la importancia de siempre seleccionar
bombas dentro de los 3 primeros elipses concéntricas de eficiencia
(como máximo), de tal manera que los puntos posibles de operación de
una bomba estén siempre alrededor del PME (punto de operación de
máxima eficiencia). Si las necesidades del sistema hacen que la
bomba corra en los extremos de su curva, es mejor usar bombas en
paralelo o bombas de un tamaño mayor, en serie, bombas multietapas
o una combinación de estas soluciones.
94
Es de hacer notar a propósito del análisis anterior que así mismo
conforme la rugosidad de la tuberías, accesorios y válvulas van
haciéndose mas prominentes por efecto del envejecimiento natural
sobre todo en tuberías que no son de acero inoxidable, la curva del
sistema se irá moviendo hacia arriba buscando nuevos puntos de
operación de la curva de desempeño de la bomba centrífuga, situación
que hay que tenerla en cuenta al momento de seleccionar el equipo
correcto. En capítulos posteriores se mostrará una tabla para
corrección por envejecimiento de tuberías.
Otro caso de cambio dinámico en la curva del sistema es cuando
existen filtros como resistencias al paso de fluido en un circuito
hidráulicos, generalmente cuando se colocan filtros, se debe colocar
sistemas de medición de presión antes y después del filtro de tal forma
que cuando llegue a un diferencial de presión límite un sistema
automático envíe una señal de parada a la bomba. De todas maneras
siempre que haya filtros de por medio se deberá poner atención en el
desplazamiento de la curva del sistema para que la bomba bien
seleccionada trabaje siempre en la “Zona Feliz” identificada en la Figura
2.37.
95
2.11. LEYES DE AFINIDAD Y SU APLICACIÓN PRÁCTICA
Las Leyes de afinidad son leyes que controlan las bombas. También se
llaman leyes de similitud. En los últimos años estas leyes han servido
para predecir la operación de una bomba que se exporta entre países
que funcionan con distintas frecuencias en el suministro de corriente
eléctrica, de 60 a 50 Hz o viceversa. Ahora con la llegada de
variadores de frecuencia que convierte un motor de una sola velocidad
en un motor de velocidad variable (dentro de un rango permitido), las
leyes de afinidad son todavía más importantes para predecir los puntos
de operación esperados en función de la curva de desempeño base del
fabricante, sacada en laboratorio y dada a una velocidad específica.
Simplemente las Leyes de afinidad indican lo que se resume en la
Tabla 6.
Leyes para Cambio de Velocidad (N)
Tabla 4
Leyes de Afinidad o Similitud para cambios de Velocidad (N)
Flujo Nuevo=
Flujo Inicial x (RPM nueva/RPM inicial) (Q1/Q2)= (N1/N2)
Altura Nueva=
Altura inicial x (RPM nueva/RPM inicial)² (H1/H2)= (N1/N2)²
96
BHp Nuevo=
BHp inicial x (RPM nueva/RPM inicial)³ (BHp1/BHp2)= (N1/N2)³
Par un cambio pequeño de velocidad, la eficiencia de la bomba no
cambiará, pero para un cambio de velocidad, digamos 2 a 1, se podrá
esperar una caída de la eficiencia de 2 a 3%. Según las leyes de
afinidad, si la velocidad del motor que mueve la bomba fuese reducida a
la mitad:
El flujo de la bomba será divido por 2
La altura será dividida para 4 (2²)
La potencia será dividida para 8 (2³)
Aplicación de leyes de afinidad con cambio de velocidad
Tal como se puede verificar, la relación entre los requisitos de velocidad
(N) y potencia (BHp) presenta los mejores argumentos a favor de los
motores de velocidad variable o los de frecuencia variable. Cuando el
funcionamiento normal de una planta manufacturera no depende del
tiempo (por ejemplo, si se tiene toda la noche para llenar o agotar un
tanque) el operador puede realizar la función a la mitad de la velocidad
mientras consume 1/8 (un octavo) de la potencia nominal de dicho
97
motor. Controlar el flujo de bombas con variadores de frecuencia es
mejor para los equipos que controlar el flujo dejando la bomba correr a
velocidad completa (usando un motor de velocidad constante), y
“estrangulando” o restringiendo mediante válvulas de paso. Se verá en
la sección 2.12 argumentos más en detalle para este punto de evitar
estrangulamientos de flujo a través de válvulas de paso.
Leyes para el Cambio de Diámetro:
Si la velocidad permanece fija, pero cambia el diámetro del Impulsor
entonces cambiarán el caudal o flujo, la altura o presión y la potencia
BHp. Las leyes en este caso se resumen en la Tabla 3 como sigue:
Tabla 5
Leyes de Afinidad o Similitud para Cambio de Diámetro
Flujo Nuevo=
Flujo Inicial x (diám. nuevo/diám.inicial) (Q1/Q2)= (D1/D2)
Altura Nueva=
Altura inicial x (diám. nuevo/diám.inicial)² (H1/H2)= (D1/D2)²
BHp Nuevo=
BHp inicial x (diám. nuevo/diám.inicial)³ (BHp1/BHp2)= (D1/D2)³
98
Aplicación de leyes de afinidad con cambio de Diámetro
Tal como se vio en la sección 2.8, la curva de desempeño hidráulico de
una bomba centrífuga (H-Q) tiene un perfil descendiente, es decir que
con un aumento en el caudal (GPM), la altura (HP) o presión cae. Al
reducir el flujo, la presión sube. En algunos tipos de industrias a veces
se requiere que el flujo cambie mientras la presión permanece
constante.
La mayoría de procesos industriales o mejor dicho sus niveles de
producción son cíclicos, es decir que se consume más jarabe para la
“gripe” y aspirina en estaciones de invierno y menos en verano, se
consume más helado en verano. En todos estos procesos se requieren
presiones constantes, dado que las diferentes máquinas y equipos así
lo requieren, aunque la producción de leche suba de una estación a
otra. Lo mismo ocurre en el suministro de agua potable, la
esterilización de farmacéuticos, refinación de petróleo, etc.
Un ejemplo práctico es el agua purificada usada en la preparación de
diferentes medicamentos para inyección. La influenza causa
deshidratación en el cuerpo, y se consume más agua purificada en
99
temporadas de influenza que en otras temporadas. Un proceso típico
de agua purificada es hirviéndola bajo una presión de 35 psi y
bombeándola entre 40 GPM y 70 GPM, según el consumo. La presión
de 35 psi es un parámetro que debe permanecer constante en este
proceso a fin de que el agua pueda atravesar un intercambiador de
calor y un banco de filtros. Para compensar la variación de la demanda
del producto, se usan las Leyes de Afinidad, variando el diámetro del
impulsor y/o variando la velocidad original del motor y así poder lograr
bombear 40 GPM a 35 psi, o 50 GPM a 35 psi, o 70 GPM a 35 psi.
Esto se puede conseguir usando la misma bomba y motor, solo
tendríamos que hacer buen uso de las Leyes de afinidad mencionadas
en esta sección.
Manipulando el caudal y controlando la presión, haciendo variación del
diámetro del impulsor, se conserva Kilovatios de energía, como se ve
en la tercera ley de afinidad en este grupo (Tabla 7). Una bomba puede
consumir 10 BHp con un impulsor de 10” y solo consumir 7.3 BHp con
un impulsor de 9”, es decir que con una reducción del 10% en el
diámetro del impulsor, se tendría un ahorro del 30% en el consumo
energético, estos ahorros fácilmente cubren el costo adicional de contar
con múltiples impulsores en una planta industrial y la mano de obra
para cambiarlos, entre más tiempo por día trabaje la bomba o bombas,
más rápido se justificará esta inversión adicional en juego de impulsores
100
de diferentes tamaños para una bomba dependiendo de cuan cíclico
sea la curva de producción de una planta industrial.
2.12. ANÁLISIS DE LAS ZONAS DE TRABAJO EN LAS CURVAS
HIDRÁULICAS DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA.
A fin de hacer un análisis de los beneficios y perjuicios para una bomba
centrífuga, de trabajar en las diferentes zonas posibles, se realiza un
resumen gráfico de la sección 2.8 respecto de los cuatro componentes
de la curva hidráulica de desempeño de una bomba centrífuga.
Figura 2.38
Resumen Cuatro componentes Curva Hidráulica Bombas
B
A A
H-Q C B EF. C
C
A C
101
B BHp NPSHr
B A
Como se puede ver en los cuatro componentes de la curva de la
bomba:
En el punto “A” de la curva H-Q, la bomba esta
bombeando un caudal Q (GPM) a una altura H (pies) de presión, este
punto corresponde al punto de mejor eficiencia (PME) y se ve más o
menos en el centro de la curva de energía y en la curva de NPSHr se
lo puede identificar donde la curva inicia la subida o en el punto de
inflexión.
En el punto “B”, el flujo es reducido, y la altura es
elevada en la curva H-Q. La bomba se está operando a la izquierda
de su PME. Se nota que la bomba ha perdido eficiencia en su curva.
Los requisitos mínimos y el consumo energético o demanda de
potencia han bajado, pero con la falta de eficiencia y flujo la bomba
estará vibrando y calentando el fluido por recirculación del mismo
dentro de la voluta o carcasa. El eje estará bajo deflexión, causando
estrés en los rodamientos y el sello mecánico.
En el punto “C”, el flujo es alto y la presión es baja en la
curva H-Q. Esta bomba está operando con mejor eficiencia, esta vez a
la derecha de su PME. El consumo energético se incrementa y puede
102
sobrecalentar el motor instalado. Los requisitos mínimos de energía a
la succión NPSH, puede tener a la bomba asfixiada al punto en que el
líquido puede alcanzar su punto de ebullición (vaporizarse). En esta
zona hay muchas más posibilidades de que se desate un proceso de
cavitación. Además, el eje estará deflactado al punto que afecta a los
rodamientos y el sello mecánico.
Como resumen, abajo lo en la Figura 2.39, se muestra los 4 elementos
superpuestos en una sola gráfica.
H (pies)
PMA
PME NPSHr
BHp
Ef.
PMC
Q (GPM)
103
FIGURA 2.39 Curva H-Q superpuesta con curvas Ef.,
BHp, NPSHr
2.13. GOLPE DE ARIETE
Es junto a la cavitación, el principal causante de averías en tuberías e
instalaciones hidráulicas. El golpe de ariete se origina debido a que el
agua es ligeramente elástica (aunque en diversas situaciones se puede
considerar como un fluido no compresible). En consecuencia, cuando
se cierra bruscamente una válvula o un grifo instalado en el extremo de
una tubería de cierta longitud, las partículas de agua que se han
detenido son empujadas por las que vienen inmediatamente detrás y
que siguen aún en movimiento.
Esto origina una sobrepresión que se desplaza por la tubería a una
velocidad algo menor que la velocidad del sonido en el agua. Esta
sobrepresión tiene dos efectos: comprime ligeramente el agua,
reduciendo su volumen, y dilata ligeramente la tubería. Cuando toda el
agua que circulaba en la tubería se ha detenido, cesa el impulso que la
comprimía y, por tanto, ésta tiende a expandirse. Por otro lado, la
tubería que se había ensanchado ligeramente tiende a retomar su
104
dimensión normal (ver Figura 2.40). Conjuntamente, estos efectos
provocan otra onda de presión en el sentido contrario. El agua se
desplaza en dirección contraria, pero, al estar la válvula cerrada, se
produce una depresión con respecto a la presión normal de la tubería.
Al reducirse la presión, el agua puede pasar a estado gaseoso
formando una burbuja mientras que la tubería se contrae. Al alcanzar el
otro extremo de la tubería, si la onda no se ve disipada, por ejemplo, en
un depósito a presión atmosférica, se reflejará siendo mitigada
progresivamente por la propia resistencia a la compresión del agua y a
la dilatación de la tubería.
FIGURA 2.40 EXPANSIÓN DE TUBERÍA EN GOLPE DE ARIETE
El problema del golpe de ariete es uno de los problemas más complejos
de la hidráulica, y es resuelto generalmente mediante modelos
matemáticos que permiten simular el comportamiento del sistema.
105
Consecuencias
Este fenómeno es muy peligroso, ya que la sobrepresión generada
puede llegar a entre 60 y 100 veces la presión normal de la tubería,
ocasionando roturas en los accesorios instalados en los extremos
(juntas en codos, tees, válvulas, etc.).
La fuerza del golpe de ariete es directamente proporcional a la longitud
del conducto, ya que las ondas de sobrepresión se cargarán de más
energía, e inversamente proporcional al tiempo durante el cual se cierra
la llave: cuanto menos dura el cierre, más fuerte será el golpe.
El golpe de ariete estropea el sistema de abastecimiento de agua, a
veces hace reventar tuberías de hierro fundido, ensancha las de plomo,
arranca codos instalados, etc.
Dispositivos para controlar el golpe de ariete
Para evitar los golpes de ariete causados por el cierre de
válvulas, hay que estrangular gradualmente la corriente de
agua, es decir, cortándola con lentitud utilizando para ello, por
ejemplo, válvulas de rosca. Cuanto más larga es la tubería,
tanto más deberá durar el cierre.
106
Sin embargo, cuando la interrupción del flujo se debe a causas
incontrolables como, por ejemplo, la parada brusca de una
bomba eléctrica, se utilizan tanques neumáticos con cámara de
aire comprimido, torres piezométricas o válvulas que puedan
absorber la onda de presión (ver Figura 2.41)
FIGURA 2.41 TANQUES NEUMÁTICOS CONTRA GOLPE ARIETE
Otro método es la colocación de ventosas de aireación (ver
Figura 2.42), preferiblemente trifuncionales (1ª función:
introducir aire cuando en la tubería se extraiga el agua, para
evitar que se generen vacíos; 2ª función: extracción de grandes
bolsas de aire que se generen, para evitar que una columna de
aire empujada por el agua acabe reventando codos o, como es
más habitual en las crestas de las redes donde acostumbran a
acumularse las bolsas de aire; 3ª función: extracción de
107
pequeñas bolsas de aire, debido a que el sistema de las
mismas ventosas por lado
Tienen un sistema que permite la extracción de grandes
cantidades y otra vía para las pequeñas bolsas que se puedan
alojar en la misma ventosa)
FIGURA 2.42 VÁLVULA TRIFUNCIONAL CONTRA
GOLPE DE ARIETE
Otro caso común de variación brusca de la velocidad del flujo
en la tubería se da en las centrales hidroeléctricas, cuando se
produce una caída parcial o total de la demanda. En estos
casos tratándose de volúmenes importantes de agua que
deben ser absorbidos, se utilizan en la mayoría de los casos
torres piezométricas que se conectan con la presión
atmosférica, o válvulas de seguridad.
108
En todo caso en la práctica del diseño de sistemas hidráulicos se debe cuidar
de evitar el golpe de ariete haciendo uso del criterio de “Máxima Velocidad en
Tuberías y Accesorios”, criterio que se usará en la sección 4.6.
CAPÍTULO 3
3. DETERMINACIÓN DE LOS CAUDALES ACTUALES
DE LA PLANTA
3.1. FUNDAMENTOS ESTADÍSTICOS PARA LA INTERPRETACIÓN
DE DATOS.
Para determinar la demanda a partir de los datos proporcionados
por el usuario de las lecturas diarias en los medidores de agua se
debe tener en cuenta que hay datos negativos, datos muy altos o
109
muy bajos que no reflejan el real consumo en un periodo
determinado por lo cual se utilizará herramientas estadísticas para
eliminar estos llamados “datos aberrantes”, lo que llevaría a
obtener conclusiones y respuestas erróneas o alejadas de la
realidad. Para esto se ordenará los datos de menor a mayor y se
divide en cuartiles (Q). Un cuartil agrupa los datos en 25% del
rango de datos. El recorrido o rango de una variable estadística es
la diferencia entre el mayor y el menor valor que toma la misma.
En el diagrama de caja que aparece abajo se marcan como valores
atípicos todos aquellos que caen fuera del intervalo [Li, Ls] = [Q1 -
1,5·Rs, Q3 + 1,5·Rs], donde Q1 y Q3 son los cuartiles 1º y 3º,
respectivamente, y Rs representa la mitad del recorrido o rango
intercuartílico, también conocido como recorrido semiintercuartílico.
FIGURA 3.1 DIAGRAMA DE CAJA DE DATOS
110
Con este criterio se elimina los valores atípicos. Y con el resto de
valores se puede sacar el promedio de caudales.
Para poder determinar la demanda también se debe definir el día de
producción del usuario. El usuario maneja 2 turnos rotativos de 12
horas. El primer turno comienza a las 8:00 y termina a las 20:00 del
mismo día. El segundo turno comienza a las 20:00 y termina a las
8:00 del día siguiente.
En la Figura 3.2 se puede verificar gráficamente:
FIGURA 3.2 DÍA DE TRABAJO DE LA PLANTA
Para que quede claro el método estadístico que hemos usado se
hará un ejemplo explicativo. En la Tabla 8 vemos unos datos de
caudales clasificados por fecha.
KW 8 p.m. 8 a.m.
111
TABLA 6
EJEMPLO CAUDALES POR FECHAS
fecha caudal m3/h
01/03/2011 10
02/03/2011 21
03/03/2011 -2
04/03/2011 11
05/03/2011 12
06/03/2011 9
07/03/2011 10
08/03/2011 8
09/03/2011 -3
10/03/2011 24
En la Figura 3.3 se gráfica los datos observar donde se
encuentran los datos aberrantes.
112
FIGURA 3.3 GRÁFICO DE EJEMPLO DATOS DE CAUDAL
Para descartar los datos aberrantes se debe calcular Li y Ls como
estan en las siguientes fórmulas. Los datos que se debe conocer
es a0 (-3) que es dato menor y an (24) que es el dato mayor.
Q1=a0+0.25*(an-a0)
Q3=a0+0.75*(an-a0)
Rs=(0.25*( an-a0))/2=3.375
Q1=-3+0.25*(24-(-3))=3.75
Q3=-3+0.75*(24-(-3))=17.25
Rs=(0.25*(24-(-3)))/2=3.375
Li=Q1-1.5 Rs =3.75-1.5*3.375=-1.3125
Ls=Q2+1.5 Rs =17.25+1.5*3.375=22.3125
Ls
=
Li
=
113
El criterio que vamos a usar para eliminar los datos aberrantes es
el siguiente. Todo dato mayor a Ls no lo tomamos en cuenta y todo
dato menor a Li tampoco lo tomamos en cuenta.
Eliminando los datos aberrantes quedan los siguientes datos.
TABLA 7
DATOS CAUDAL VÁLIDOS DE EJEMPLO
fecha caudal m3/h
01/03/2011 10
02/03/2011 21
04/03/2011 11
05/03/2011 12
06/03/2011 9
07/03/2011 10
08/03/2011 8
Sacando el promedio total resulta el siguiente valor.
h
mcaudalpromedio
3
6.117
810912112110
El valor obtenido es un buen valor promedio ya que los datos
aberrantes fueron eliminados con un criterio estadístico.
114
3.2. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA
Para la determinación de la demanda se debe saber las necesidades
de las áreas críticas. Estas áreas son la de procesos ya que lo ideal
es que se mantengan los caudales actuales requeridos por el
usuario para sus diferentes procesos. Además de tener en
consideración un aumento en la producción de la planta lo cual va a
demandar más caudal o capacidad de bombeo. Además de las
condiciones ideales y estándar que deben de haber en las otras
áreas. Se deben también considerar que esos caudales deberían
permanecer constantes en cada toma si todas las otras tomas
estuviesen abiertas.
3.2.1. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN EL ÁREA IQF
Para poder determinar la demanda se ha tomado como
referencia el consumo de agua de un mes entero en este caso
el mes de marzo 2011, siempre y cuando no se tome en
cuenta los valores aberrantes para evitar errores de cálculos
por malos datos.
TABLA 8
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL ÁREA “IQF”
115
Fecha Hora Consumo
Gls M3
Horas totales
de consumo
al día
Caudal de
demanda m
3/h
01/03/2011 08:00 18000 68.1
6 11.98 20:00 1000 3.8
02/03/2011 08:00 19600 74.2
6 13.00 20:00 -34900 -132.1
03/03/2011 08:00 63300 239.6
6 17.92 20:00 24590 93.1
04/03/2011 08:00 -10390 -39.3
6 8.97 20:00 28590 108.2
05/03/2011 08:00 -20790 -78.7
6 4.92 20:00 20000 75.7
06/03/2011 08:00 4990 18.9
6 15.77 20:00 4910 18.6
07/03/2011 08:00 9900 37.5
6 9.35 20:00 8800 33.3
08/03/2011 08:00 10200 38.6
6 11.98 20:00 -100480 -380.4
09/03/2011 08:00 34930 132.2
6 -41.37 20:00 -14740240 -55797.7
10/03/2011 08:00 14828583 56132.1
6 55.73 20:00 32707 123.8
11/03/2011 08:00 21800 82.5
6 34.38 20:00 16100 60.9
12/03/2011 08:00 30053270 113763.6
6 18970.75 20:00 -30016170 -113623
13/03/2011 08:00 600 2.3
6 -18936.78 20:00 2200 8.3
14/03/2011 08:00 19600 74.2
6 13.75 20:00 10400 39.4
15/03/2011 08:00 22500 85.2
6 20.77 20:00 75700 286.6
16/03/2011 08:00 -44900 -170
6 19.43 20:00 -53700 -203.3
17/03/2011 08:00 9900 37.5 6 -27.63
116
20:00 37500 142
18/03/2011 08:00 73860 279.6
6 70.27 20:00 -19860 -75.2
19/03/2011 08:00 27100 102.6
6 4.57 20:00 6100 23.1
20/03/2011 08:00 1500 5.7
6 4.80 20:00 -4700 -17.8
21/03/2011 08:00 20480 77.5
6 9.95 20:00 -1930 -7.3
22/03/2011 08:00 -3350 -12.7
6 -3.33 20:00 10900 41.3
23/03/2011 08:00 51600 195.3
6 39.43 20:00 17100 64.7
24/03/2011 08:00 6500 24.6
6 14.88 20:00 32700 123.8
25/03/2011 08:00 6500 24.6
6 24.73 20:00 -220900 -836.2
26/03/2011 08:00 272400 1031.1
6 32.48 20:00 23900 90.5
27/03/2011 08:00 10700 40.5
6 21.83 20:00 -5500 -20.8
28/03/2011 08:00 12700 48.1
6 4.55 20:00 19500 73.8
29/03/2011 08:00 5600 21.2
6 15.83 20:00 29700 112.4
30/03/2011 08:00 9400 35.6
6 24.67 20:00 64400 243.8
31/03/2011 08:00 27900 105.6
6 58.23 20:00 -27000 -102.2
01/04/2011 08:00 7300 27.6
6 -12.43 20:00 40400 152.9
02/04/2011 08:00 11100 42
6 32.48 20:00 -9000 -34.1
03/04/2011 08:00 22000 83.3
6 8.20 20:00 -5200 -19.7
04/04/2011 08:00 -93220 -352.9 6 -62.10
117
20:00 56896820 215377.2
05/04/2011 08:00 -18187600 -68847.3
6 24421.65 20:00 0 0
Si se obtiene el caudal promedio con todos los datos ofrecidos
por el usuario se tendría una gráfica como la Figura 3.5.
FIGURA 3.4 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO AREA
“IQF”
Como se observa en la Figura 3.4 hay algunos datos que se
alejan de la media. Y por ende no reflejarían el caudal real. A
continuación se muestra el gráfico sin los datos aberrantes.
118
FIGURA 3.5 GRÁFICO CAUDALES ÁREA “IQF”
SIN DATOS ABERRANTES
Con estos datos si es posible obtener un caudal promedio sin
obtener un resultado ilógico y poco confiable. Con lo cual el
valor promedio es el siguiente:
3.2.2. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN EL ÁREA DE
PURÉ.
Para Poder determinar la demanda se ha tomado como
referencia el consumo de agua de un mes entero en este caso
h
mQpromedio
3
96.21
119
el mes de marzo siempre y cuando no tomando en cuenta los
valores aberrantes para evitar errores de cálculos por malos
datos
TABLA 9
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL ÁREA DE
“PURÉ DE BANANO”
Fecha Hora Consumo
Gls. M3
Horas totales de
consumo al día
Caudal de demanda
m3/h
01/03/2011 08:00 900 3.4
18 4.14 20:00 18800 71.2
02/03/2011 08:00 24300 92
18 9.07 20:00 70700 267.6
03/03/2011 08:00 -18800 -71.2
18 10.91 20:00 16310 61.7
04/03/2011 08:00 44990 170.3
18 12.89 20:00 1010 3.8
05/03/2011 08:00 52190 197.6
18 11.19 20:00 1900 7.2
06/03/2011 08:00 11910 45.1
18 2.91 20:00 21190 80.2
07/03/2011 08:00 22700 85.9
18 9.23 20:00 17400 65.9
08/03/2011 08:00 12900 48.8
18 6.37 20:00 120780 457.2
09/03/2011 08:00 1520 5.8
18 25.72 20:00 -500 -1.9
10/03/2011 08:00 -2893 -11
18 -0.72 20:00 4693 17.8
11/03/2011 08:00 15700 59.4 18 4.29
120
20:00 20500 77.6
12/03/2011 08:00 -29999170 -113559
18 -6304.52 20:00 30045670 113735
13/03/2011 08:00 7500 28.4
18 6320.19 20:00 2700 10.2
14/03/2011 08:00 14100 53.4
18 3.53 20:00 21500 81.4
15/03/2011 08:00 20800 78.7
18 8.89 20:00 -32600 -123.4
16/03/2011 08:00 79800 302.1
18 9.93 20:00 18800 71.2
17/03/2011 08:00 25000 94.6
18 9.21 20:00 0 0
18/03/2011 08:00 -23960 -90.7
18 -5.04 20:00 88160 333.7
19/03/2011 08:00 14300 54.1
18 21.54 20:00 17000 64.4
20/03/2011 08:00 21400 81
18 8.08 20:00 18900 71.5
21/03/2011 08:00 11520 43.6
18 6.39 20:00 38830 147
22/03/2011 08:00 17850 67.6
18 11.92 20:00 26000 98.4
23/03/2011 08:00 0 0
18 5.47 20:00 20000 75.7
24/03/2011 08:00 25300 95.8
18 9.53 20:00 19600 74.2
25/03/2011 08:00 26600 100.7
18 9.72 20:00 222300 841.5
26/03/2011 08:00 -182600 -691.2
18 8.35 20:00 5700 21.6
27/03/2011 08:00 12700 48.1
18 3.87 20:00 20100 76.1
28/03/2011 08:00 15400 58.3
18 7.47 20:00 18600 70.4
29/03/2011 08:00 22600 85.6 18 8.67
121
20:00 15300 57.9
30/03/2011 08:00 22500 85.2
18 7.95 20:00 21700 82.1
31/03/2011 08:00 11800 44.7
18 7.04 20:00 27000 102.2
01/04/2011 08:00 25400 96.1
18 11.02 20:00 16300 61.7
02/04/2011 08:00 20300 76.8
18 7.69 20:00 31300 118.5
03/04/2011 08:00 11000 41.6
18 8.89 20:00 23000 87.1
04/04/2011 08:00 138720 525.1
18 34.01 20:00 -56852020 -215208
05/04/2011 08:00 0 0
18 -11956.00 20:00 0 0
Si se obtiene el caudal promedio con todos los datos ofrecidos
por el usuario tendríamos una gráfica como la siguiente.
122
FIGURA 3.6 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO ÁREA DE
PURÉ.
Como se observa en el gráfico hay algunos datos que se
alejan de la media. Y por ende no reflejarían el caudal real. A
continuación se muestra en la Figura 3.7
:
FIGURA 3.7 GRÁFICO CAUDALES “ÁREA DE
PURÉ” SIN DATOS ABERRANTES
123
Con estos datos si es posible obtener un caudal promedio sin
obtener un resultado ilógico y poco confiable. Con lo cual el
valor promedio es el siguiente:
3.2.3. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN LA TORRE DE
ENFRIAMIENTO
Para Poder determinar la demanda se tomó como referencia el
consumo de agua de un mes entero en este caso el mes de
marzo siempre. Para este efecto se tomó como referencia las
24 horas del día ya que constantemente se alimenta el faltante
de agua en la torre de enfriamiento y su consumo es poco.
TABLA 10
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL ÁREA DE “LA
TORRE DE ENFRIAMIENTO”
Fecha Hora Consumo
gls M3
Horas totales
de consumo al día Flujo m3/h
01/03/2011
08:00 4559 17.3 24
1.40 20:00 3060 11.6
02/03/2011
08:00 3081 11.7 24
0.97 20:00 8 0
h
mQ promedio
3
06.10
124
03/03/2011
08:00 117 0.4 24
0.02 20:00 374 1.4
04/03/2011
08:00 10250 38.8 24
1.68 20:00 111 0.4
05/03/2011
09:00 130 0.5 24
0.04 19:00 3591 13.6
06/03/2011
09:00 2917 11 24
1.03 20:00 -2598 -9.8
07/03/2011
08:00 3666 13.9 24
0.17 20:00 3260 12.3
08/03/2011
08:00 2771 10.5 24
0.95 20:00 8038 30.4
09/03/2011
08:00 2771 10.5 24
1.70 20:00 2594 9.8
10/03/2011
08:00 2598 9.8 24
0.82 20:00 2770 10.5
11/03/2011
08:00 2598 9.8 24
0.85 20:00 2780 10.5
12/03/2011
08:00 2598 9.8 24
0.85 20:00 2580 9.8
13/03/2011
08:00 2770 10.5 24
0.85 20:00 2598 9.8
14/03/2011
08:00 2771 10.5 24
0.85 20:00 2598 9.8
15/03/2011
08:00 2565 9.7 24
0.81 20:00 100 0.4
16/03/2011
08:00 13 0 24
0.02 20:00 5351 20.3
17/03/2011
08:00 2991 11.3 24
1.32 20:00 -2389 -9
18/03/2011
08:00 918 3.5 24
-0.23 20:00 60 0.2
19/03/2011
08:00 0 0 24
0.01 20:00 66 0.2
125
20/03/2011
08:00 54 0.2 24
0.02 20:00 0 0
21/03/2011
08:00 1720 6.5 24
0.27 20:00 2021 7.7
22/03/2011
08:00 643 2.4 24
0.42 20:00 -194 -0.7
23/03/2011
08:00 9138 34.6 24
1.41 20:00 4419 16.7
24/03/2011
08:00 50003 189.3 24
8.58 20:00 -45601 -172.6
25/03/2011
08:00 98 0.4 24
-7.18 20:00 2374 9
26/03/2011
08:00 1509 5.7 24
0.61 20:00 351 1.3
27/03/2011
08:00 7889 29.9 24
1.30 20:00 -94 -0.4
28/03/2011
08:00 302 1.1 24
0.03 20:00 322 1.2
29/03/2011
09:00 0 0 24
0.05 19:00 2580 9.8
30/03/2011
09:00 1170 4.4 24
0.59 19:00 850 3.2
31/03/2011
08:00 450 1.7 24
0.20 21:00 2791 10.6
01/04/2011
08:00 1939 7.3 24
0.75 21:00 1950 7.4
02/04/2011
07:00 117 0.4 24
0.33 20:00 -117 -0.4
03/04/2011
09:00 1300 4.9 24
0.19 20:00 1140 4.3
04/04/2011
08:00 -4657310
-17629.
8
24
-734.40 20:00 0 0
126
Si se obtiene el caudal promedio con todos los datos ofrecidos
por el usuario se tendría una gráfica como muestra la Figura
3.8.
FIGURA 3.8 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DE TORRE DE
ENFRIAMIENTO"
Como se observa en el gráfico hay algunos datos que se
alejan de la media. Y por ende no reflejarían el caudal real.
127
A continuación se muestra en la Figura 3.9 el gráfico de los
datos de caudales demandados en la torre de enfriamiento sin
los datos aberrantes.
FIGURA 3.9 GRÁFICO CAUDALES “ÁREA DE
PURÉ” SIN DATOS ABERRANTES
Con estos datos si es posible obtener un caudal promedio sin
obtener un resultado ilógico y poco confiable. Con lo cual el
valor promedio es el siguiente.
h
mQ promedio
3
18.1
128
3.2.4. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN LA TINA IQF
Para determinar el caudal demandado en las tinas de IQF se
tomó los tiempos de llenado de la tina IQF y se observó las
lecturas de los medidores de agua. Con lo cual se obtuvo un
estimado del caudal actual y el caudal demandado se lo
consiguió con los tiempos ideales de llenado. La siguiente
tabla ilustra los datos obtenidos:
TABLA 11
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA DE LA
TINA IQF”
En la Figura 3.10 se puede observar el gráfico adjunto del
consumo continuo durante los 6 minutos.
Área Lectura Inicial Lectura final
Cantidad m3
Tiempo min
Tiempo requerido
caudal actual (m3/h)
caudal requerido (m3/h)
Tina IQF 16719 16721 2 6 3 20.00 40
129
FIGURA 3.10 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DE LA TINA IQF"
El caudal que se requiere es el siguiente.
3.2.5. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN LA TINA DE
JUGOS
Para determinar el caudal demandado en las tinas de jugos se
tomó los tiempos de llenado de la tina de jugos y se observó
las lecturas de los medidores de agua. Con lo cual se tomó un
estimado del caudal actual y el caudal demandado se lo sacó
con los tiempos ideales de llenado.
h
mQpromedio
3
20
130
La siguiente tabla ilustra los datos obtenidos
TABLA 12
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA DE LA
TINA DE JUGOS”
Área Lectura Inicial
Lectura final
Cantidad m3
Tiempo min
Tiempo requerid
o
caudal actual (m3/h)
caudal requerido (m3/h)
Tina de jugos 2569 2573 4 5.3 3 45.28 80
En la Figura 3.11 se puede ver el gráfico donde se observa el
consumo continuo durante los 6 minutos en la Tina de Jugos.
FIGURA 3.11 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DE LA TINA DE JUGOS"
El caudal que se requiere es el siguiente.
h
mQpromedio
3
28.45
131
3.2.6. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN LA TINA DE
PURÉ.
Para determinar el caudal demandado en la tina de puré se
toma los tiempos de llenado de la tina de jugos y se observa
las lecturas de los medidores de agua. Con lo anterior se
consigue un estimado del caudal actual y el caudal
demandado se lo obtiene con los tiempos ideales de llenado.
La Tabla 15 ilustra los datos obtenidos
TABLA 13
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA DE LA
TINA DE PURÉ”
Área Lectura Inicial
Lectura final
Cantidad m3
Tiempo min
Tiempo requerido
caudal actual (m3/h)
caudal requerido (m3/h)
Tina de puré 21574 21578 4 17 6 14.12 40
En la Figura 3.12 se muestra el gráfico del consumo continuo
durante los 6 minutos en el Área de la Tina de Puré.
132
FIGURA 3.12 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DE LA TINA DE PURÉ"
El caudal que se requiere es el siguiente.
3.2.7. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN EL TUNEL
Para determinar el caudal demandado en el túnel se toma los
tiempos de consumo y se observa las lecturas de los
medidores de agua. Con lo cual se logra un estimado del
caudal actual y el caudal demandado se lo obtiene con los
tiempos ideales de consumo.
h
mQpromedio
3
12.14
133
La Tablas 15 ilustra los datos obtenidos
TABLA 14
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA DEL
TÚNEL”
Área Lec.
Inicial Lec. final
Cant. m3
Tiempo. min
Tiempo requerid.
Caud. actual (m3/h)
caudal requerido (m3/h) Pres.
Túnel 10597 10600 3 10 5 18.00 36 60
En la Figura 3.13 se puede ver el gráfico del consumo
continuo durante los 6 minutos en el área del Túnel.
FIGURA 3.13 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DEL TÚNEL"
134
El caudal que se requiere es el siguiente.
3.2.8. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN EL ABLANDADOR
DEL CALDERO
Para Poder determinar la demanda se tomara como referencia
el consumo de agua de un mes entero, en este caso, igual el
mes de marzo. En este caso se tomó como referencia las 24
horas del día ya que constantemente se alimenta con agua el
ablandador del caldero.
TABLA 15
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA
DEL ABLANDADOR DEL CALDERO”
Fecha Hora M3
Horas totales de consumo
al día
Caudal de demanda
m2/h
01/03/2011
08:00 -17.3
24 -1.20 20:00 -11.6
02/03/2011
08:00 -11.7
24 -0.97 20:00 0
h
mQpromedio
3
18
135
03/03/2011
08:00 -0.4
24 -0.02 20:00 -1.4
04/03/2011
08:00 -38.8
24 -1.68 20:00 -0.4
05/03/2011
09:00 -0.5
24 -0.04 19:00 -13.6
06/03/2011
09:00 -11
24 -1.03 20:00 9.8
07/03/2011
08:00 -13.9
24 -0.17 20:00 -12.3
08/03/2011
08:00 -10.5
24 -0.95 20:00 -29.4
09/03/2011
08:00 -10.5
24 -1.66 20:00 -9.8
10/03/2011
08:00 -9.8
24 -0.82 20:00 -1.5
11/03/2011
08:00 -55660.8
24 -2319.26 20:00 55640.5
12/03/2011
08:00 97.2
24 2322.40 20:00 -9.8
13/03/2011
08:00 19.5
24 0.40 20:00 -8.8
14/03/2011
08:00 189.5
24 7.53 20:00 -208.8
15/03/2011
08:00 128.3
24 -3.35 20:00 7.6
16/03/2011
08:00 2
24 0.40 20:00 -20.3
17/03/2011
08:00 -9.3
24 -1.23 20:00 17
18/03/2011
08:00 -1.5
24 0.65 20:00 5.8
19/03/2011
08:00 0
24 0.24 20:00 49.8
136
20/03/2011
08:00 19.8
24 2.90 20:00 28
21/03/2011
08:00 -5.5
24 0.94 20:00 -7.7
22/03/2011
08:00 -2.4
24 -0.42 20:00 0.7
23/03/2011
08:00 8865.4
24 369.42 20:00 2.3
24/03/2011
08:00 -9085.3
24 -378.46 20:00 172.6
25/03/2011
08:00 5.6
24 7.43 20:00 -8
26/03/2011
08:00 204.3
24 8.18 20:00 -206.3
27/03/2011
08:00 -529.9
24 -30.68 20:00 504.4
28/03/2011
08:00 -0.1
24 21.01 20:00 1.8
29/03/2011
09:00 1
24 0.12 19:00 -5.8
30/03/2011
09:00 -3.4
24 -0.38 19:00 37.8
31/03/2011
08:00 -2.7
24 1.46 21:00 -8.6
01/04/2011
08:00 -0.3
24 -0.37 21:00 -5.4
02/04/2011
07:00 -2.4
24 -0.33 20:00 3.4
03/04/2011
09:00 -3.9
24 -0.02 20:00 2.7
04/04/2011
08:00 17635.8
24 734.94 20:00 50
05/04/2011
08:00 -56782
24 -2363.83 20:00 0
137
Si se obtiene el caudal promedio con todos los datos ofrecidos
por el usuario se tendría una gráfica como la siguiente.
FIGURA 3.14 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DEL ABLANDADOR DEL
CALDERO"
Como se observa en el gráfico hay algunos datos que se
alejan de la media. Y por ende no reflejarían el caudal real.
A continuación en la Figura 3.15 se muestra el gráfico sin los
datos aberrantes de caudal en el ablandador del caldero.
138
FIGURA 3.15 GRÁFICO CAUDALES “ÁREA DEL
ABLANDADOR DEL CALDERO” SIN
DATOS ABERRANTES
Con estos datos si es posible obtener un caudal promedio sin
obtener un resultado ilógico y poco confiable. Con lo cual el
valor promedio es el siguiente.
3.2.9. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN LA FOSA DE
RECEPCIÓN
Para Poder determinar la demanda se tomó como referencia el
consumo de agua de un mes entero igualmente en este caso
h
mQpromedio
3
27.4
139
el mes de marzo siempre y cuando no tomando en cuenta los
valores aberrantes para evitar errores de cálculos por malos
datos.
TABLA 16
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA
DE LA FOSA DE RECEPCIÓN”
Fecha Hora M3
Horas totales de consumo
al día
Caudal de demanda
m2/h
01/03/2011
08:00 18
1 29 20:00 11
02/03/2011
08:00 0
1 11 20:00 0
03/03/2011
08:00 26
1 26 20:00 2
04/03/2011
08:00 4
1 6 20:00 7
05/03/2011
08:00 1
1 8 20:00 0
06/03/2011
08:00 10
1 10 20:00 1
07/03/2011
08:00 1
1 2 20:00 1
08/03/2011
09:00 0
1 1 19:00 1
09/03/2011
09:00 1
1 2 19:00 1
10/03/2011 08:00 1 1 2
140
21:00 1
11/03/2011
08:00 1
1 2 21:00 1
12/03/2011
07:00 1
1 2 20:00 1
13/03/2011
09:00 1
1 2 20:00 1
14/03/2011
08:00 101
1 102 20:00 1
15/03/2011
08:00 2
1 3 20:00 1
16/03/2011
08:00 12
1 13 20:00 2
17/03/2011
08:00 0
1 2 20:00 25
18/03/2011
08:00 0
1 25 20:00 10
19/03/2011
08:00 4
1 14 20:00 5
20/03/2011
08:00 2
1 7 20:00 5
21/03/2011
08:00 4
1 9 20:00 0
22/03/2011
08:00 9
1 9 20:00 0
23/03/2011
08:00 6
1 6 20:00 5
24/03/2011
08:00 4
1 9 20:00 6
25/03/2011
08:00 19
1 25 20:00 0
26/03/2011
08:00 1
1 1 20:00 0
27/03/2011 08:00 1 1 1
141
20:00 1462
28/03/2011
08:00 -1463
1 -1 20:00 0
29/03/2011
08:00 -900
1 -900 20:00 900
30/03/2011
08:00 7
1 907 20:00 2
31/03/2011
08:00 2
1 4 20:00 2
01/04/2011
08:00 -2
1 0 20:00 3
02/04/2011
08:00 8
1 11 20:00 3
03/04/2011
08:00 15
1 18 20:00 0
04/04/2011
08:00 0
1 0 20:00 18
05/04/2011
08:00 0
1 18 20:00 -15038
Si se obtiene el caudal promedio con todos los datos ofrecidos
por el usuario se tiene una gráfica como la mostrada en la
Figura 3.16.
142
FIGURA 3.16 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DE LA FOSA DE
RECEPCIÓN"
Como se observa en el gráfico hay algunos datos que se
alejan de la media. Y por ende no reflejarían el caudal real.
A continuación en la Figura 3.17 se muestra el gráfico sin los
datos aberrantes.
143
FIGURA 3.17 GRÁFICO CAUDALES “ÁREA DE LA
FOSA DE RECEPCIÓN” SIN DATOS
ABERRANTES
Con estos datos si es posible obtener un caudal promedio sin
obtener un resultado ilógico y poco confiable. Con lo cual el
valor promedio es el siguiente.
3.2.10. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN EL
CONDENSADOR EVAPORATIVO.
h
mQpromedio
3
33.8
144
Para determinar la demanda se tomó como referencia el
consumo de agua de un mes entero en este caso el mes de
marzo siempre. En este caso se tomó como referencia las 24
horas del día ya que constantemente se alimenta con agua al
condensador evaporativo.
TABLA 17
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN EL “ÁREA
DE EL CONDENSADOR EVAPORATIVO”
Fecha Hora Consum.
Gls. M3
Horas totales de
cons. Flujo m3/h
01/03/2011
08:00 4870 18.4 24
1.50 20:00 3070 11.6
02/03/2011
08:00 12960 49.1 24
2.53 20:00 12510 47.4
03/03/2011
08:00 11560 43.8 24
3.80 20:00 11290 42.7
04/03/2011
08:00 13060 49.4 24
3.84 20:00 13550 51.3
05/03/2011
08:00 15010 56.8 24
4.50 20:00 10900 41.3
06/03/2011
08:00 10400 39.4 24
3.36 20:00 7100 26.9
07/03/2011
08:00 10180 38.5 24
2.73 20:00 7730 29.3
08/03/2011
08:00 5250 19.9 24
2.05 20:00 7310 27.7
145
09/03/2011
08:00 12880 48.8 24
3.19 20:00 11270 42.7
10/03/2011
08:00 12510 47.4 24
3.75 20:00 -1130721 -4280.2
11/03/2011
08:00 1161611 4397.2 24
4.88 20:00 15390 58.3
12/03/2011
08:00 17270 65.4 24
5.15 20:00 4160 15.7
13/03/2011
08:00 5640 21.3 24
1.54 20:00 6250 23.7
14/03/2011
08:00 9770 37 24
2.53 20:00 51430 194.7
15/03/2011
08:00 -53850 -203.8 24
-0.38 20:00 42360 160.3
16/03/2011
08:00 11110 42.1 24
8.43 20:00 9680 36.6
17/03/2011
08:00 15460 58.5 24
3.96 20:00 31040 117.5
18/03/2011
08:00 10630 40.2 24
6.57 20:00 11970 45.3
19/03/2011
08:00 9880 37.4 24
3.45 20:00 11840 44.8
20/03/2011
08:00 11880 45 24
3.74 20:00 8360 31.6
21/03/2011
08:00 10730 40.6 24
3.01 20:00 13110 49.6
22/03/2011
08:00 1900 7.2 24
2.37 20:00 8960 33.9
23/03/2011
08:00 15270 57.8 24
3.82 20:00 6820 25.8
24/03/2011
08:00 19290 73 24
4.12 20:00 8320 31.5
25/03/2011
08:00 24200 91.6 24
5.13 20:00 7650 29
146
26/03/2011
08:00 8550 32.4 24
2.56 20:00 6170 23.4
27/03/2011
08:00 8390 31.8 24
2.30 20:00 -20240 -76.6
28/03/2011
08:00 35600 134.8 24
2.43 20:00 8490 32.1
29/03/2011
08:00 12320 46.6 24
3.28 20:00 7280 27.6
30/03/2011
08:00 13540 51.3 24
3.29 20:00 6270 23.7
31/03/2011
08:00 11780 44.6 24
2.85 20:00 10050 38
01/04/2011
08:00 14150 53.6 24
3.82 20:00 50 0.2
02/04/2011
08:00 9480 35.9 24
1.50 20:00 8740 33.1
03/04/2011
08:00 10640 40.3 24
3.06 20:00 5990 22.7
04/04/2011
08:00 9290 35.2 24
2.41 20:00 14260 54
05/04/2011
08:00 -1816750 -6877.1 24
-284.30 20:00 0 0
Si obtenemos el caudal promedio con todos los datos
ofrecidos por el usuario se tiene una gráfica como la mostrada
en la Figura 3.18.
147
FIGURA 3.18 GRÁFICO CAUDAL PROMEDIO
“ÁREA DE EL CONDENSADOR
EVAPORATIVO"
Como se observa en el gráfico hay algunos datos que se
alejan de la media. Y por ende no reflejarían el caudal real.
A continuación en la Figura 3.19 se muestra el gráfico de los
consumos en el área del condensador evaporativo sin los
datos aberrantes.
148
FIGURA 3.19 GRÁFICO CAUDALES “ÁREA DE EL
CONDENSADOR EVAPORATIVO” SIN
DATOS ABERRANTES
Con estos datos si es posible obtener un caudal promedio sin
obtener un resultado ilógico y poco confiable. Con lo cual el
valor promedio es el siguiente.
3.2.11. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN ÁREAS
ADMINISTRATIVAS, COMEDOR.
h
mQ promedio
3
51.3
149
Para determinar la demanda en estas áreas vamos usar
medidas estándar que están tabuladas. Para su perfecto
dimensionamiento se tomará en cuenta el numero de tomas
de cada área y su respectivo consumo estándar que deberían
tener.
TABLA 18
CONSUMO AGUA MES MARZO 2011 EN LAS “ÁREAS
ADMINISTRATIVAS Y COMEDOR”
áreas cantidad de tomas de llaves
cantidad tomas de inodoros
flujo de una toma de llave M3/h
flujo de una toma de inodoro M3/h
total de tomas
flujo total M3/h
contabilidad 1 1 0.46 0.46 2 0.92
recursos humanos 1 1 0.46 0.46 2 0.92
sistemas 1 1 0.46 0.46 2 0.92
producción 1 1 0.46 0.46 2 0.92
Laboratorio 4 1 0.46 0.46 5 2.3
Administrativos 1 1 0.46 0.46 2 0.92
Garita 2 1 0.46 0.46 3 1.38
comedor 3 0 0.46 0.46 3 1.38
Enfermería 2 0 0.46 0.46 2 0.92
Taller de mantenimiento 1 0 0.46 0.46 1 0.46
áreas externas 2 0 0.46 0.46 2 0.92
total 26 11.96
Dado que es muy poco probable que todas las tomas
administrativas se abran al mismo tiempo se aplica un
coeficiente de simultaneidad “k”. Este factor depende del
150
número de tomas en el sistema, cuyo valor deber estar entre 1
a 0.20 (ver Tabla 1)
Caudal áreas administrativas y comedor.
3.2.12. DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA EN ÁREAS DE LOS
BAÑOS.
h
mQdemandado
3
4.2
151
Para determinar la demanda en estas áreas se tomará
medidas estándar que están tabuladas (ver Tabla 21). Para su
perfecto dimensionamiento se tomará en cuenta el numero de
tomas de cada área y su respectivo consumo estándar que
deberían tener.
TABLA 19. CONSUMO EN EL ÁREA DE LOS BAÑOS
Áreas
cantidad de tomas de llaves
cantidad tomas de inodoros
cantidad tomas de urinarios
cantidad tomas de duchas
flujo de una toma de llave M3/h
flujo de una toma de inodoro M3/h
flujo de una toma de urinarios M3/h
flujo de una toma de duchas M3/h
flujo total M3/h
Baño de hombres 8 5 6 5 0.46 0.46 0.46 0.46 11.04
Baño de mujeres 5 5 0 5 0.46 0.46 0.46 0.46 6.9
total 17.94
Dado que en los baños el personal de producción se baña al
mismo tiempo después de cada turno se tomará como si fuera
una toma cuyo caudal es el total de las sumas de los caudales
de las ducha.
152
Para el resto de tomas se debe considerar el coeficiente de
simultaneidad. Dado que es poco probable que todas las
tomas las abran al mismo tiempo. Para esto se necesita
calcular el caudal del resto de las tomas. Se sumará la toma
restante y multiplicará por sus caudales.
)
153
Para poder calcular el caudal máximo demandado se suma los
dos caudales obtenidos.
Caudal en baños y duchas de personal administrativo
3.2.13. IMPORTANCIA DE LA DETERMINACIÓN DE LA DEMANDA
La determinación de la demanda es muy importante debido a
que lo ideal es que el consumo de caudal de una área no
perjudique o deje con caudal insuficiente a otra área. Gracias
a la determinación de la demanda se conoce los caudales
ideales que cada área necesita para su normal
funcionamiento.
h
mQdemandado
3
27.7
154
De esta manera el sistema de bombeo seleccionado debe
proporcionar el suficiente caudal que necesita cada área. Esto
lo debe de hacer sin importar que sea la hora pico de mayor
consumo manteniendo la presión mínima en cada área. En
caso que no se hubiera determinado la máxima demanda o no
se hubiera tomado bien los datos el sistema no abastecerá la
capacidad requerida. Además de tomar en consideración el
crecimiento de la planta con su respectivo aumento demanda
de caudal a futuro.
Gracias a esto se puede aumentar la productividad de la
empresa sin necesidad de comprar nuevos equipos de
producción que al final terminarían agudizando el problema
porque al aumentar el caudal en cada área los procesos
serían más “productivos” y habría menos “tiempos muertos”
.
3.2.14. CONSUMO SEGÚN EL PROPÓSITO
La mayor parte de consumo de agua se va en el área de
procesos ya que se usa para limpieza. Por esa razón esta
área es crítica y no debería quedarse sin presión de agua.
155
Dado que el usuario lleva un registro diario de consumo de
agua, se puede saber el consumo seccionado en cada área.
Cabe recalcar que el agua que va a la planta le inyectan cloro
para desinfectarla y poderla usar para la limpieza. En cambio
para el caldero el agua con cloro no es muy buena por eso se
alimentan de una línea diferente.
Dentro del área de proceso hay diferentes consumos de agua.
Para conocer eso valores hay medidores acumulativos en
cada área. Con esto se sabe el consumo seccionado y en
que parte del área de proceso se gasta más o menos agua.
Además saber los tiempos que demoran esos procesos de
limpieza y llenado de tinas. Pero el consumo solo indica los m3
que se gastan en el día y no establece los tiempos. Esos
tiempos establecen si son grandes o bajos caudales.
El consumo es importante para saber el verdadero
dimensionamiento del abastecimiento del agua. Ya que al
aumentar el consumo los tiempos de vaciado de la cisterna
disminuye.
3.2.15. DETERMINACIÓN DEL CAUDAL MÁXIMO.
156
Para la determinación del caudal total, se debe sumar los
consumos máximos de cada aérea de la planta. Esta
información será útil principalmente para muchos cálculos a
futuros. A continuación se muestra el cálculo del caudal
máximo.
27.74.251.306.1027.41812.1428.452018.133.896.21totalQ
Caudal total de toda la planta
h
mQtotal
3
38.156
GPMQtotal 07.688
3.2.16. TABLA RESUMEN DE CONSUMOS DE CAUDAL PARA
LAS DIFERENTES ÁREAS.
En las tablas adjuntas se detalla los caudales con sus horas
de consumo. Además indica los momentos en el día que se
consumen caudales en las diferentes áreas. En la Tabla 22 se
detalla las áreas que consumen caudales en periodos de
157
tiempo y forma intermitente, lo cual servirá para determinar
los picos de consumo de caudal.
TABLA 20
CONSUMO INTERMITENTE EN DIFERENTES ÁREAS
AREAS CAUDAL
PROMEDIO m3/h
HORAS DIARIAS
DE CONSUMO
OBSERVACIÓN
AREA IQF 21.96 6
Limpieza general 7:00-8:00, 13:00-14:00, 19:00-20:00, 1:00-2:00. Cada hora y media se hace limpieza de banda durante 10 minutos
TINA IQF 20 1.2 cada 2 horas se llena la tina y demora 6 minutos llenar la tina
TINA DE JUGOS
45.28 1 cada 6 horas se llena la tina y demora 6 minutos llenar las piscinas
TINA DE PURE 14.12 2 cada 4 horas se llena la tina y demora 17 minutos llenar la tina
TUNEL 18 1 cada 6 horas se hace limpieza de área
FOSA DE RECEPCION
8.33 1 2 veces al día llenan a la fosa de recepción y demora 30 minutos en llenarse
TOTAL DE CAUDAL INTERMITENTE
127.69 m3/h
Gráficamente los datos tabulados en la Tabla 22 de consumo
intermitente en diferentes áreas se pueden ver gráficamente
como en la Figura 3.20
158
FIGURA 3.20 CONSUMOS INTERMITENTES EN LA
PLANTA
En la Tabla 23 se muestran los consumos de caudales
continuos. Los cuales se consumen durante casi todas las 24
horas del día y es lo que servirá para calcular la bomba líder
que tiene que estar prendida constantemente.
TABLA 21
CONSUMO CONTINUO EN DIFERENTES ÁREAS
AREAS CAUDAL PROMEDIO m3/h
HORAS DIARIAS DE CONSUMO
OBSERVACIÓN
AREA DE PURE 20.06 18
Limpieza de filtros se lo hace periódicamente durante todo el día esto consume 30 minutos de caudal de agua y 10 minutos cambian filtros. Esto lo hacen
159
periódicamente
TORRE DE ENFRIAMIENTO
1 24
constantemente se alimenta el faltante de agua en la torre de enfriamiento
ABLANDADOR DEL CALDERO
1.6 24 constantemente se alimenta de agua al ablandador del caldero
CONDENSADOR EVAPORATIVO
3.6 24 constantemente se alimenta de agua al condensador valorativo
ADMINISTRATIVAS, COMEDOR
2.4 24
en este caso es caudal promedio en el día sacado con el coeficiente de simultaneidad
AREA DE LOS BAÑOS
7.27 24
A las 8:30 y a las 20:30 después de la jornada de trabajo todas las duchas estarían abiertas durante 30 minutos, en ese periodo se usaría el caudal de 7.27m3/h. El resto del día el caudal seria de 2.67m3/h sacado con el coeficiente de simultaneidad.
TOTAL DE CAUDAL CONTINUO 28.69 m3/h
Gráficamente los datos tabulados en la Tabla 24 de consumo
intermitente en diferentes áreas se pueden ver gráficamente
como en la Figura 3.21
160
FIGURA 3.21 CONSUMOS CONTINUOS EN LA
PLANTA
Una vez que se tienen los caudales demandados tanto en
régimen intermitente como continuo se obtiene igualmente el
caudal máximo demandado en la planta sumando los valores
de consumo en ambos regímenes a fin de corroborar que se
obtiene el mismo valor obtenido en la sección 3.2.15
CAUDAL TOTAL= CAUDAL TOTAL CONTINUO + CAUDAL TOTAL INTERMITENTE
CAUDAL TOTAL= 28.69 m3/h + 127.69 m3/h
161
QT= 156.38 m3/h
Si ahora se grafica en la Figura 3.22 la porción de caudal
continuo e intermitente respecto del caudal total demandado
FIGURA 3.22 CAUDAL CONTINUO VERSUS CAUDAL
INTERMITENTE
Así mismo en la Figura 3.23 se puede verificar la gráfica de
consumo continuo e intermitente por áreas en
porcentajes.
162
FIGURA 3.23 CONSUMO CONTINUO E INTERMITENTE
POR ÁREAS EN PORCENTAJES.
De la misma forma si ahora se expresa gráficamente el
consumo continuo e intermitente pero en valores absolutos se
obtiene algo como la Figura 3.24
163
FIGURA 3.24 CONSUMO CONTINUO E INTERMITENTE
POR ÁREAS EN VALORES ABSOLUTOS
3.2.17. PERFIL TÍPICO HIDRÁULIC0 DE LA DEMANDA DEL
CAUDAL EN DISTINTAS HORAS DEL DÍA.
Se trata de saber el consumo a las diferentes horas del día de
producción definido en secciones anteriores. En la Figura 3.25
se puede observar las horas de máximo consumo. Esto
servirá para obtener la media y así poder determinar cuál sería
el mejor sistema de bombeo a seleccionarse.
164
FIGURA 3.25 PERFIL HIDRÁULICO DE LA DEMANDA
En la Figura 3.23 se puede notar que hay un valor ‘’caudal
promedio característico’’ que cubre la demanda en un 67% del
tiempo. A este caudal se le llama ‘’caudal líder’’.
h
mQpromedio
3
51
GPMQpromedio 4,224
3.3. SELECCIÓN DEL TIPO DE SISTEMA DE BOMBEO ÓPTIMO.
Existen dos tipos de sistemas de bombeo que podrían solucionar el
problema del usuario. Se los enumera a continuación.
165
Sistema hidroneumático con tanque presión.
Sistema de presión constante.
Los Sistemas Hidroneumáticos se basan en el principio de
compresibilidad o elasticidad del aire cuando es sometido a presión,
funcionando de la siguiente manera: El agua que es suministrada
desde el acueducto público u otra fuente, es retenida en un tanque de
almacenamiento; de donde, a través de un sistema de bombas, será
impulsada a un recipiente a presión (de dimensiones y características
calculadas en función de la red), y que posee volúmenes variables de
agua y aire.
Cuando el agua entra al recipiente aumenta el nivel de agua, se
comprime el aire y aumenta la presión, cuando se llega a un nivel de
agua y presión determinados (Pmáx.), se produce la señal de parada
de bomba y el tanque queda en la capacidad de abastecer la red;
cuando los niveles de presión bajan, a los mínimos preestablecidos
(Pmín.) se acciona el mando de encendido de la bomba nuevamente.
Como se observa la presión varía entre Pmáx. y Pmín., y las bombas
encienden y apagan continuamente. El diseño del sistema debe
considerar un tiempo mínimo entre los encendidos de las bombas
166
conforme a sus especificaciones marcadas en el catálogo del
fabricante, un nivel de presión (Pmín) conforme al requerimiento de
presión de instalación y un Pmáx, que sea tolerable por la
instalación y proporcione una buen calidad así como confiabilidad de
servicio.
En la Figura 3.26 se puede observar un diagrama de los elementos
básicos de que consta un sistema hidroneumático Industrial típico
FIGURA 3.26 SISTEMA HIDRONEUMÁTICO TIPO INDUSTRIAL
167
El problema que existiría con el sistema hidroneumático es que dado
que para este caso, el consumo de caudal es parte régimen continuo y
que los caudales de consumos intermitentes picos son altos, se
necesitarían de muchos tanques hidroneumáticos (se necesitaría
aproximadamente 100 tanques de 119 galones) ya que solo el 20%
- 25% de la capacidad del tanque es útil (en tanques con separación
aire – agua, del tipo Importados).
Los sistemas Hidroneumáticos son aplicables solo en lugares donde
el flujo es 100% intermitente y dicha intermitencia no demanda mucho
caudal. Por esta razón no es recomendable este sistema para el
usuario ya que sería costoso por la gran cantidad de tanques
hidroneumáticos a comprar e impráctico.
Los sistemas de presión constante son aquellos sistemas en donde
dos o más bombas trabajan en paralelo a una velocidad invariable
para cubrir demandas de consumo instantáneo de la red servida. Un
nombre más apropiado para estos sistemas sería el de SISTEMAS DE
BOMBEO CONTINUO A VELOCIDAD FIJA. A pesar de lo
anteriormente expuesto, estos sistemas se convierten en SISTEMAS
DE PRESIÓN CONSTANTE (S.P.C) con el uso de válvulas
reguladoras, que son usadas cuando en la red se requiere en verdad,
una presión uniforme. En estos sistemas el funcionamiento aditivo de
168
las bombas se efectúa mediante los diferentes métodos de registrar la
demanda en la red. Con lo cual al bajar la presión por la demanda de
caudal accionan las diferentes bombas. El gráfico de la Figura 3.27
ilustra lo que es un sistema de presión constante.
FIGURA 3.27 ESQUEMA DE UN S.P.C TÍPICO
Dado que el usuario tiene caudales continuos así como picos de
consumo de caudal, se determinó que el mejor sistema de bombeo
es el SISTEMA DE PRESIÓN CONSTANTE (S.P.C). Dado que este
sistema es la opción económicamente más práctica y técnicamente
factible, así como la solución ideal a este. Ya que este sistema está
diseñado para dar el máximo caudal cuando sea requerido con un
consumo eficiente de energía.
169
3.4. CÁLCULO DEL VOLUMEN DE LA CISTERNA.
Dado que el usuario tiene la necesidad de aumentar su consumo de
caudal para aumentar su productividad. Necesariamente deberá tener
un reservorio de agua que pueda abastecer la demanda de caudal, ya
que los tiempos de llenado y vaciado del reservorio podrían afectar el
regular funcionamiento del sistema de presión constante en vista
que si baja el nivel de la cisterna a un nivel crítico, la bomba podría
succionar aire, cavitar y por ende los daños producto de este efecto
que se analizó en secciones anteriores. La cisterna debe tener la
capacidad de abastecer la planta durante 3 días. Para esto se usará la
siguiente formula.
TQ
FÓRMULA 3.1
En este caso se usará el caudal promedio ya que representa el
consumo en el día. Y el tiempo ‘’T’’ se lo debe expresar en horas.
)243(503
hh
m
33600m
170
La cisterna debe tener la capacidad de 3600 metros cúbicos. Las
medidas de la cisterna pueden quedar a criterio de quien la vaya a
construir. Pero la cisterna no debe ser muy profunda ya que al
aumentar la profundidad disminuye el NSPH disponible y podría haber
problemas en la bomba por efectos de Cavitación. Una medida
recomendable para la cisterna puede ser la siguiente, expresando la
altura por al largo y por el ancho respectivamente en la siguiente
igualdad
33600)36205( mm
171
CAPÍTULO 4
4. DETERMINACIÓN DEL TDH O CABEZAL DE
PRESIÓN
4.1. GENERALIDADES.
En Hidráulica de fluidos lo ideal sería que todo fluido avance
libremente desde los reservorios hasta las tomas de uso y abastezca
de forma similar que lo hacen los sistemas que funcionan sólo con
gravedad. Pero en gran cantidad de aplicaciones de la vida real y
especialmente industriales, la gravedad no siempre es suficiente. El
fluido tiene que pasar muchos obstáculos antes de llegar a las tomas.
A esos obstáculos se les llama “cargas”, ya que son perdidas de
172
presión causados por muchos factores que se enumeran a
continuación:
Fricción en tubería.
Fricción en cambios de dirección y accesorios
Altura de descarga (altura estática)
Presiones residuales (Presiones de llegada mínimas a cada
toma)
En lo que refiere en las perdidas en tubería también hay que tomar
en cuenta la edad de esta. Ya que entre más antigua es la tubería
aumenta las incrustaciones en sus paredes reduciendo su
diámetro interno y aumentando su rugosidad. Al disminuir el
diámetro las perdidas aumentan. La rugosidad aumenta las perdidas
por las fuerzas de fricción. Estos parámetros deben de vencer el
sistema de presión constante y proyectar que van a seguir
aumentando a lo largo del tiempo (ver Tabla 24).
173
TABLA 22
INCREMENTO PÉRDIDAS POR LA EDAD TUBERÍA
Además la tubería no avanza en línea recta. En su camino hay
codos, tees, ampliaciones, reducciones, válvulas y muchos
accesorios más. Estos accesorios en muchos casos cambian la
dirección del flujo creando turbulencia y por ende pérdidas (ver Tabla
3). Entre más cambios de dirección y obstáculos se encuentre el
fluido las pérdidas de presión son más grandes.
Todo esto sugiere que para tener la presión que se requiere en cada
toma, el sistema de bombeo debe de dar agregar presión. Además
174
que esa presión debe de llegar con los caudales que antes
indicamos.
Dado que la tubería ya existe se debe seleccionar una presión
que pueda abastecer las necesidades de la planta en los puntos
indicados para evitar al máximo el cambio de tramos de tubería.
De todas maneras en algunos tramos se tendrán que cambiar tubería
para poder alcanzar los caudales y presiones deseadas bajo el
criterio de evitar que el fluido alcance valores de velocidad mayores a
los permitidos para evitar pérdidas de fricción desmedidas.
4.2. FRICCIÓN EN TUBERÍAS
Tal como se mencionó anteriormente las pérdidas de presión en la
tubería (o pérdidas por calor) son importantes calcularlas. Las
perdidas en la tubería vienen en función de los siguientes factores:
Diámetro de la tubería (Apéndices)
Longitud de la tubería
Material de la tubería
Viscosidad del fluido
Cambios de dirección
Accesorios (Apéndices)
175
Vetustez de la tubería (Tabla 25)
Para efectos de facilitar los cálculos se va a dividir en ramales la
tubería para indicar las perdidas en cada punto.
4.3. METODOLOGÍA PARA DETERMINAR LAS PÉRDIDAS POR
FRICCIÓN EN TUBERÍAS, ACCESORIOS Y VÁLVULAS.
Para determinar la perdida en la tubería se debe retomar el dato del
caudal total.
27.74.251.306.1027.41812.1428.452018.133.896.21totalQ
Caudal total de toda la planta
h
mQtotal
3
38.156
GPMQtotal 07.688
De la misma forma conociendo los caudales en cada tramo se
calculará las pérdidas de tal forma que vamos a seleccionar los
tramos que no cumple con las especificaciones de diseño, por las
grandes pérdidas que representa.
176
La metodología para calcular las pérdidas de carga (pérdidas
hidráulicas) en cada tramo es la siguiente:
1. Se inicia el respectivo cálculo desde los ramales finales (tomas
de agua).
2. Se suma la longitud total de cada ramal en metros y después se
transforma en pies para facilidad del cálculo.
3. Se suman todos los accesorios y válvulas, luego los
ordenamos.
4. Cada tipo de accesorio tiene una perdida que esta tabulada y
que representa una longitud equivalente que se generalmente
se expresa en pies (ft).
5. Se suma la longitud de tubería y la longitud de los accesorios y
se lo llama longitud total.
6. Después con el caudal ideal que necesita cada toma y con el
diámetro de tubería se calcula el factor de perdidas. Se ingresa
posteriormente al gráfico con el caudal en G.p.m y se lo
intercepta con la línea que dice agua (wáter). Después se lee el
factor que indica a la izquierda del gráfico (ver anexo tablas de
fricción).
177
7. Este factor representa las pérdidas de tubería en PSI por cada
100 pies de longitud.
8. Dado que la tubería es antigua se aplica un factor por
antigüedad que para el sistema es 1.8 para una tubería
instalada de 15 años (ver Tabla 25).
9. El factor se lo multiplica por la longitud total y se lo divide para
100 con lo que se obtiene las pérdidas en PSI.
10. Ahora con el caudal de la toma y el diámetro interno de la
tubería se sacará la velocidad del fluido como lo expresa la
siguiente fórmula de volumen en tuberías.
2
4
D
QV
FÓRMULA 4.1
11. La velocidad del fluido en las tuberías de hasta 3’’ debe ser
hasta 2m3/s. Para diámetros mayores de 3’’ se puede usar
hasta 2.5 m/s. Esto es una norma que indica que para
velocidades mayores a estas las pérdidas son significativas.
178
12. Si la velocidad del fluido es mayor a los valores referencias
dados en el paso 11 quiere decir que esa tubería no puede
manejar ese caudal dado que tendrá pérdidas por calor o
fricción muy significativas. Por lo cual hay que cambiarla por
otra tubería de mayor diámetro que si cumpla con el criterio de
velocidad máxima y mantener las perdidas hidráulicas por
fricción dentro de rangos técnicamente coherentes.
13. Se vuelve a calcular las perdidas con la tubería de mayor
diámetro para verificar las nuevas cargas (pérdidas hidráulicas).
A continuación un ejemplo práctico respecto de este proyecto
.
Ramal 1-2 (referirse a plano general del recorrido)
GPMhmQ 60.681/391.154
LONGITUD DE TUBERÍA= 11.85 m= (11.85X3.28)=38.87 pies
Cabe recalcar que las Longitudes Equivalentes obtenidas abajo son
producto de haber usado la Tabla 3:
ACCESORIOS
179
accesorio cantidad
longitud
equivalente
ft
total de
longitud
equivalente
ft
codos 8 13 104
tee 1 17 17
válvulas check 2 38 76
válvula de
compuerta 2 2.5 5
total 202
ftlongitudtotal 87.24020287.38
Este tramo de tubería tiene un diámetro de 4 pulgadas y para un
caudal de 681.60 se obtiene un factor de pérdidas (ver Tabla 2).
ftPSIf 100/10
180
Ahora con la longitud total, el factor de antigüedad (ver anexo 11) y el
factor de pérdidas de tubería. Se calcula las pérdidas totales en el
ramal.
PSIft
PSIflongitudperdidas 35.43
100
1087.2408.18.1
Ahora se calculará la velocidad máxima para ver si cumple con
nuestro criterio de tubería. Cabe recalcar que hay que remplazar los
valores en medidas internacionales.
s
m
h
m
m
h
m
D
QV 53.592.19910
)1.0(
38.15644
2
3
2
Como se nota este valor sobrepasa por mucho el valor de velocidad
máxima de 2.5m/s.
Por lo anterior se selecciona una tubería de mayor diámetro
comercial (6 pulgadas) y se verifica si cumple con la velocidad
máxima:
s
m
h
m
m
h
m
D
QV 46.23.8849
)15.0(
38.15644
2
3
2
Tal como se puede ver la velocidad del fluido dentro de la tubería
disminuyo y es menor de 2.5m/s.
181
Se vuelve a recalcular las pérdidas pero esta vez sin tomar en cuenta
el factor de antigüedad (Tabla 25) ya que va ser cambiada por
tubería nueva. Además del respectivo factor de pérdidas para el
nuevo diámetro de tubería.
PSIft
PSIflongitudperdidas 13.3
100
3.187.240
Con esto queda demostrado que para diámetros de tuberías en cuyo
interior el fluido viaja a velocidades menores a 2.5m/s las pérdidas
son pequeñas.
4.4. CÁLCULO DEL T.D.H O PRESIÓN DE BOMBEO CON EL
SISTEMA HIDRÁULICO ACTUAL.
Tal como se ilustró en el procedimiento en la sección precedente, y
con base en el plano general (Anexos Planos), se calcula las
pérdidas de presión en cada uno de los ramales. En la Tabla 25 se
detalla todas las perdidas en los respectivos tramos (en todos).
Además se puede observar las diferencias de presiones entre los
diferentes tramos. Las perdidas por accesorios también se
encuentran incluidas.
182
TABLA 23 PÉRDIDAS EN TODOS LOS TRAMOS DEL
RECORRIDO
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
1-2 156.380 688.072 43.35 4
2-3 149.710 658.724 17.753 4
2-4 5.200 22.880 1.411 2
3-5 149.710 658.724 206.535 3
4-6 5.200 22.880 2.542 2
5-7 149.710 658.724 31.463 3
7-8 51.080 224.752 4.813 2
8-9 50.080 220.352 14.852 2
9-10 4.800 21.120 2.776 1
8-11 1.000 4.400 0.068 2
11-12 0.400 1.760 0.065 2
11-13 0.600 2.640 0.063 2
13-14 0.400 1.760 0.100 2
13-15 0.200 0.880 0.068 2
17-18 8.270 36.388 75.885 0.75
18-34 1.000 4.400 1.108 0.75
18-19 7.270 31.988 208.484 0.75
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
19-20 7.270 31.988 38.258 0.75
20-21 7.270 31.988 6.357 0.75
21-22 7.270 31.988 1078.096 0.5
183
22-35 0.460 2.024 1.085 0.5
22-23 7.270 31.988 41.931 0.5
23-24 7.270 31.988 80.943 0.5
24-25 2.300 10.120 22.015 0.5
25-26 1.840 8.096 1.623 0.5
25-27 0.460 2.024 0.306 0.5
26-28 1.380 6.072 1.022 0.5
26-29 0.460 2.024 0.306 0.5
28-30 0.920 4.048 0.451 0.5
28-31 0.460 2.024 0.306 0.5
30-32 0.460 2.024 0.306 0.5
30-33 0.460 2.024 0.542 0.5
23-36 2.760 12.144 133.135 0.5
36-37 0.000 0.000 0.000 0.5
36-38 2.760 12.144 3.961 0.5
38-39 0.000 0.000 0.000 0.5
38-40 2.760 12.144 3.961 0.5
40-41 0.460 2.024 0.294 0.5
40-42 2.300 10.120 2.773 0.5
42-43 0.460 2.024 0.294 0.5
42-44 1.840 8.096 1.783 0.5
44-45 0.460 2.024 0.294 0.5
44-46 1.380 6.072 1.122 0.5
46-47 0.460 2.024 0.294 0.5
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
46-48 0.920 4.048 8.062 0.5
48-49 0.460 2.024 0.489 0.5
48-50 0.460 2.024 0.565 0.5
24-51 6.440 28.336 197.268 0.5
184
51-52 1.840 8.096 2.006 0.5
52-53 0.460 2.024 0.341 0.5
52-54 1.380 6.072 0.922 0.5
54-55 0.460 2.024 0.341 0.5
54-56 0.920 4.048 0.407 0.5
56-57 0.460 2.024 0.341 0.5
56-58 0.460 2.024 0.177 0.5
58-59 0.460 2.024 0.341 0.5
51-60 6.440 28.336 20.339 0.5
60-61 0.000 0.000 0.000 0.5
60-62 6.440 28.336 16.265 0.5
62-63 0.000 0.000 0.000 0.5
62-64 6.440 28.336 16.265 0.5
64-65 0.000 0.000 0.000 0.5
64-66 6.440 28.336 16.265 0.5
66-67 0.000 0.000 0.000 0.5
66-68 6.440 28.336 28.663 0.5
68-106 0.000 0.000 0.000 0.5
106-69 0.000 0.000 0.000 0.5
106-103 0.000 0.000 0.000 0.5
68-70 6.440 28.336 17.328 0.5
70-105 0.000 0.000 0.000 0.5
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
105-71 0.000 0.000 0.000 0.5
105-104 0.000 0.000 0.000 0.5
70-72 6.440 28.336 35.571 0.5
72-73 0.000 0.000 0.000 0.5
73-74 0.000 0.000 0.000 0.5
73-75 0.000 0.000 0.000 0.5
185
72-76 6.440 28.336 16.088 0.5
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
76-77 0.920 4.048 0.921 0.5
77-78 0.460 2.024 0.046 0.5
77-79 0.460 2.024 0.046 0.5
76-80 5.520 24.288 28.086 0.5
80-81 0.920 4.048 0.921 0.5
81-82 0.460 2.024 0.046 0.5
81-83 0.460 2.024 0.046 0.5
80-84 4.600 20.240 11.143 0.5
84-85 0.920 4.048 0.921 0.5
85-86 0.460 2.024 0.046 0.5
85-87 0.460 2.024 0.046 0.5
84-88 3.680 16.192 8.433 0.5
88-90 0.460 2.024 0.539 0.5
88-91 0.460 2.024 0.539 0.5
88-92 2.760 12.144 5.378 0.5
92-94 0.460 2.024 0.539 0.5
92-95 0.460 2.024 0.539 0.5
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
92-96 1.840 8.096 2.325 0.5
96-98 0.460 2.024 0.539 0.5
96-99 0.460 2.024 0.539 0.5
96-100 0.920 4.048 1.001 0.5
100-101 0.460 2.024 0.539 0.5
100-102 0.460 2.024 0.539 0.5
12-107 0.200 0.880 0.103 1
186
12-108 0.200 0.880 0.103 1
14-109 0.200 0.880 0.103 1
14-110 0.200 0.880 0.103 1
15-111 0.200 0.880 0.083 1
7-112 101.960 448.624 45.607 3
112-113 101.960 448.624 319.758 2
113-114 11.715 51.546 0.395 2
113-123 90.245 397.078 41.224 2
123-124 2.343 10.309 0.806 1
123-125 87.902 386.769 73.727 2
125-126 2.343 10.309 0.806 1
125-127 85.559 376.460 38.458 2
127-128 2.343 10.309 0.806 1
127-129 83.216 366.150 67.586 2
129-130 2.343 10.309 1.433 2
129-131 80.873 355.841 54.170 2
131-134 20.000 88.000 0.852 2
131-132 60.873 267.841 10.259 2
132-133 2.343 10.309 0.717 1
132-146 58.530 257.532 23.241 2
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal Gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
135-136 14.120 62.128 1.400 2
135-137 35.310 155.364 10.518 2
137-138 2.880 12.672 0.101 2
137-139 32.430 142.692 17.119 2
139-143 18.000 79.200 1.343 2
139-140 14.430 63.492 0.472 2
140-141 4.320 19.008 0.167 2
140-142 10.110 44.484 1.606 2
187
10-16 2.400 10.560 3.824 1
10-144 2.400 10.560 0.494 1.5
17-142 10.110 44.484 0.481 2
136-146 49.430 217.492 8.470 2
146-145 9.100 40.040 2.296 2
9-147 45.280 199.232 118.472 1
CÁLCULO DE LOS INCREMENTOS EN CADA RAMAL DEL
RECORRIDO MÁS DESFAVORABLE.
Se define como “Recorrido más Desfavorable” a aquel recorrido que
partiendo desde su punto inicial a su punto final, obtiene la cantidad
mayor al sumar los mayores incrementos de presión en cada tramo
correspondientes. Entonces, usando el análisis del recorrido más
desfavorable (Ver Anexo planos), se hace la suma algebraica de los
incrementos de presión en cada ramal.
TABLA 24 PÉRDIDAS EN TODOS LOS TRAMOS DEL
“RECORRIDO MÁS DESFAVORABLE”
RAMAL CAUDAL m3/h
caudal gpm
Δ PRESION PSI
DIAMETRO DE TUBERIA PULG.
1-2 154.91 681.604 43.35 4
2-3 149.71 658.724 17.753 4
3-5 149.71 658.724 206.535 3
5-7 149.71 658.724 31.463 3
188
7-112 101.96 448.624 45.607 3
112-113 101.96 448.624 319.758 2
113-123 90.245 397.078 41.224 2
123-125 87.902 386.769 73.727 2
125-127 85.559 376.46 38.458 2
127-129 83.216 366.15 67.586 2
129-131 80.873 355.841 54.17 2
131-132 60.873 267.841 10.259 2
132-146 58.53 257.532 23.241 2
135-137 35.31 155.364 10.518 2
137-139 32.43 142.692 17.119 2
139-140 14.43 63.492 0.472 2
140-142 10.11 44.484 1.606 2
17-142 10.11 44.484 0.481 2
17-18 8.27 36.388 75.885 0.75
18-19 7.27 31.988 208.484 0.75
19-20 7.27 31.988 38.258 0.75
20-21 7.27 31.988 6.357 0.75
21-22 7.27 31.988 1078.096 0.5
22-23 7.27 31.988 41.931 0.5
23-36 2.76 12.144 133.135 0.5
36-38 2.76 12.144 3.961 0.5
40-42 2.3 10.12 2.773 0.5
38-40 2.76 12.144 3.961 0.5
40-42 2.3 10.12 2.773 0.5
42-44 1.84 8.096 1.783 0.5
44-46 1.38 6.072 1.122 0.5
46-48 0.92 4.048 8.062 0.5
48-50 0.46 2.024 0.565 0.5
Presión total
2610.473 PSI
189
Como se nota en la tabla anterior las pérdidas son exageradamente
altas debido a que las tuberías no han sido seleccionadas para
manejar esos consumos de caudal. Lo cual indica lo importante que
es cambiar la tubería.
4.5. ANÁLISIS DE RESULTADOS.
Luego del análisis respectivo de la Tabla 26 de resultados anterior:
Las perdidas hidráulicas o pérdidas de carga en algunos
ramales (de la tubería ya instalada) toman valores fuera del
rango técnicamente permitido (valores de diseño).
En caso de mantener los diámetros en los tramos que
reportan valores altos de pérdidas de cargas hay riesgos de:
golpe de ariete, vibración excesiva, daños en las juntas,
filtraciones, escape de fluido, daño en válvulas, etc.
Además con los diámetros actuales en los tramos de alta
perdidas de carga, sería obligatorio tener que seleccionar un
sistema de bombeo con potencias exageradamente altas lo
190
cual significaría gastos adicionales permanentes en planillas
eléctricas y de mantenimiento.
Los tramos que necesitan ser cambiados son escogidos con
rigurosos criterio que nos permita disminuir las pérdidas de
presión. Solo se tendrían que cambiar los tramos que sean
necesarios. Ya que cambiar toda la tubería sería muy costoso
e impráctico. Por eso los tramos que no representan grandes
pérdidas se los dejaran tal como están, ya que con esto el
cambio de costo de tubería no sería tan elevado.
4.6. REINGENIERÍA DE RECORRIDO Y DIÁMETROS
RECOMENDADOS EN CADA TRAMO.
Dado que en ciertos tramos las pérdidas de presión están fuera de
norma, se ha visto que es necesario y la obligatoriedad de
recomendar cambios de tubería. Con esto el sistema de presión
constante podría trabajar sin ningún inconveniente y evitando daños
estructurales actuales.
Tal como se indicó antes sin estos cambios de tubería sería muy
costoso el sistema de presión constante (tanto en su costo inicial
como operativo). Inclusive podría darse que la Tasa de Retorno de
Inversión haría imposible llevar a cabo este proyecto ya que los
191
costos iniciales del mismo como el consumo eléctrico se elevaría en
una gran medida.
CRITERIO DE VELOCIDAD MÁXIMA: Tal cual se ha comentado y
mencionado anteriormente, el criterio que usamos para el
cambio de tubería es que la velocidad del fluido en las tuberías
hasta 3’’ debe ser hasta 2m/s. Para diámetros mayores de 3’’ se
puede usar hasta 2.5 m/s. Donde la velocidad del fluido en la
tubería es.
2
4
D
QV
Lo ramales donde están las tuberías se debe verificar que sea menor
a la velocidad máxima. En las tuberías donde la velocidad es mayor
a la recomendada, se debe hacer cambio de tubería por otra de
mayor diámetro comercial que si cumpla con la velocidad máxima
que indique el criterio.
Esto se mostrará resumido en la Tabla 27, donde para mejor
comprensión se coloca en sombra amarilla los tramos que necesitan
ser cambiados acorde el “Criterio de Velocidad Máxima”
192
TABLA 25
TRAMOS A CAMBIAR DEL RECORRIDO
RAMAL CAUDAL
m3/h caudal gpm
Δ PRESION
PSI
DIAMETRO
DE TUBERIA
PULG.
RECOMENDACIÓN
DIAMETRO DE TUBERIA RECOMEND
ADO
Δ PRESION NUEVA
TUBERIA PSI
LONGITUD DE
TUBERIA m
1-2 154.910 681.604 43.644 4 CAMBIO DE
TUBERIA 6 3.152 11.85
2-3 149.710 658.724 17.753 4 CAMBIO DE
TUBERIA 6 1.315 9.63
2-4 5.200 22.880 1.411 2 NORMAL
0.000 40.36
3-5 149.710 658.724 206.535 3 CAMBIO DE
TUBERIA 6 3.442 73.37
4-6 5.200 22.880 2.542 2 NORMAL
0.000 72.34
5-7 149.710 658.724 31.463 3 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.524 8.14
7-8 51.080 224.752 4.813 2 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.100 0.2
8-9 50.080 220.352 14.852 2 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.309 0.3
9-10 4.800 21.120 2.776 1 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/4 0.123 0.2
8-11 1.000 4.400 0.068 2 NORMAL
0.000 6.59
11-12 0.400 1.760 0.065 2 NORMAL
0.000 7.35
11-13 0.600 2.640 0.063 2 NORMAL
0.000 8.4
13-14 0.400 1.760 0.100 2 NORMAL
0.000 10.65
13-15 0.200 0.880 0.068 2 NORMAL
0.000 7.8
17-18 8.270 36.388 75.885 0.75 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 1.533 8.27
18-34 1.000 4.400 1.108 0.75 NORMAL
0.000 6.3
18-19 7.270 31.988 208.484 0.75 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 3.990 33.87
19-20 7.270 31.988 38.258 0.75 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.732 7.2
20-21 7.270 31.988 6.357 0.75 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.122 0.8
21-22 7.270 31.988 1078.096 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 5.158 48.01
22-35 0.460 2.024 1.085 0.5 NORMAL
0.000 8.79
RAMAL CAUDAL
m3/h caudal gpm
Δ PRESION
PSI
DIAMETRO
DE TUBERIA
PULG.
RECOMENDACIÓN
DIAMETRO DE TUBERIA RECOMEND
ADO
Δ PRESION NUEVA
TUBERIA PSI
LONGITUD DE
TUBERIA m
22-23 7.270 31.988 41.931 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 2.889 27.89
23-24 7.270 31.988 80.943 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.387 3.29
24-25 2.300 10.120 22.015 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.874 8.36
25-26 1.840 8.096 1.623 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.234 0.5
25-27 0.460 2.024 0.306 0.5 NORMAL
0.000 1.2
26-28 1.380 6.072 1.022 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.134 0.5
26-29 0.460 2.024 0.306 0.5 NORMAL
0.000 1.2
193
28-30 0.920 4.048 0.451 0.5 NORMAL
0.000 0.5
28-31 0.460 2.024 0.306 0.5 NORMAL
0.000 1.2
30-32 0.460 2.024 0.306 0.5 NORMAL
0.000 1.2
30-33 0.460 2.024 0.542 0.5 NORMAL
0.000 2.1
23-36 2.760 12.144 133.135 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 5.239 34.87
36-37 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 1.1
36-38 2.760 12.144 3.961 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.156 0.6
38-39 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 1.1
38-40 2.760 12.144 3.961 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.156 0.6
40-41 0.460 2.024 0.294 0.5 NORMAL
0.000 1.1
40-42 2.300 10.120 2.773 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.110 0.6
42-43 0.460 2.024 0.294 0.5 NORMAL
0.000 1.1
42-44 1.840 8.096 1.783 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.257 0.6
44-45 0.460 2.024 0.294 0.5 NORMAL
0.000 1.1
44-46 1.380 6.072 1.122 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.147 0.6
46-47 0.460 2.024 0.294 0.5 NORMAL
0.000 1.1
46-48 0.920 4.048 8.062 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 1.194 13.63
4
48-49 0.460 2.024 0.489 0.5 NORMAL
0.000 1.65
48-50 0.460 2.024 0.565 0.5 NORMAL
0.000 2.301
24-51 6.440 28.336 197.268 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.913 10.04
51-52 1.840 8.096 2.006 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.289 0.74
52-53 0.460 2.024 0.341 0.5 NORMAL
0.000 1.5
52-54 1.380 6.072 0.922 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.120 0.4
54-55 0.460 2.024 0.341 0.5 NORMAL
0.000 1.5
54-56 0.920 4.048 0.407 0.5 NORMAL
0.000 0.4
56-57 0.460 2.024 0.341 0.5 NORMAL
0.000 1.5
56-58 0.460 2.024 0.177 0.5 NORMAL
0.000 0.4
58-59 0.460 2.024 0.341 0.5 NORMAL
0.000 1.5
51-60 6.440 28.336 20.339 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.094 0.63
RAMAL CAUDAL
m3/h caudal gpm
Δ PRESION
PSI
DIAMETRO
DE TUBERIA
PULG.
RECOMENDACIÓN
DIAMETRO DE TUBERIA RECOMEND
ADO
Δ PRESION NUEVA
TUBERIA PSI
LONGITUD DE
TUBERIA m
60-61 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 1.5
60-62 6.440 28.336 16.265 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.075 0.4
62-63 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 1.5
62-64 6.440 28.336 16.265 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.075 0.4
64-65 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 1.5
64-66 6.440 28.336 16.265 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.075 0.4
66-67 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 1.5
66-68 6.440 28.336 28.663 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.133 1.1
68-106 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.8
106-69 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.1
106- 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.1
194
103
68-70 6.440 28.336 17.328 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.080 0.46
70-105 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.8
105-71 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.1
105-104 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.1
70-72 6.440 28.336 35.571 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.165 1.49
72-73 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.8
73-74 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.1
73-75 0.000 0.000 0.000 0.5 NORMAL
0.000 0.1
72-76 6.440 28.336 16.088 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.074 0.39
76-77 0.920 4.048 0.921 0.5 NORMAL
0.000 0.8
77-78 0.460 2.024 0.046 0.5 NORMAL
0.000 0.1
77-79 0.460 2.024 0.046 0.5 NORMAL
0.000 0.1
76-80 5.520 24.288 28.086 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/4 0.271 1.55
80-81 0.920 4.048 0.921 0.5 NORMAL
0.000 0.8
81-82 0.460 2.024 0.046 0.5 NORMAL
0.000 0.1
81-83 0.460 2.024 0.046 0.5 NORMAL
0.000 0.1
80-84 4.600 20.240 11.143 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/4 0.124 0.74
84-85 0.920 4.048 0.921 0.5 NORMAL
0.000 0.8
85-86 0.460 2.024 0.046 0.5 NORMAL
0.000 0.1
85-87 0.460 2.024 0.046 0.5 NORMAL
0.000 0.1
84-88 3.680 16.192 8.433 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.328 0.91
88-90 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
88-91 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
88-92 2.760 12.144 5.378 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.219 1
92-94 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
RAMAL CAUDAL
m3/h caudal gpm
Δ PRESION
PSI
DIAMETRO
DE TUBERIA
PULG.
RECOMENDACIÓN
DIAMETRO DE TUBERIA RECOMEND
ADO
Δ PRESION NUEVA
TUBERIA PSI
LONGITUD DE
TUBERIA m
92-95 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
92-96 1.840 8.096 2.325 0.5 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.335 0.94
96-98 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
96-99 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
96-100 0.920 4.048 1.001 0.5 NORMAL
0.000 0.98
100-101 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
100-102 0.460 2.024 0.539 0.5 NORMAL
0.000 2.2
12-107 0.200 0.880 0.103 1 NORMAL
0.000 10.88
12-108 0.200 0.880 0.103 1 NORMAL
0.000 10.88
14-109 0.200 0.880 0.103 1 NORMAL
0.000 10.88
14-110 0.200 0.880 0.103 1 NORMAL
0.000 10.88
15-111 0.200 0.880 0.083 1 NORMAL
0.000 7.63
7-112 101.960 448.624 45.607 3 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.845 28.19
112-113 101.960 448.624 319.758 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.711 18.21
195
113-114 11.715 51.546 0.395 2 NORMAL
0.000 1
113-123 90.245 397.078 41.224 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.100 4
123-124 2.343 10.309 0.806 1 NORMAL
0.000 4
123-125 87.902 386.769 73.727 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.172 10.14
125-126 2.343 10.309 0.806 1 NORMAL
0.000 4
125-127 85.559 376.460 38.458 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.095 4.89
127-128 2.343 10.309 0.806 1 NORMAL
0.000 4
127-129 83.216 366.150 67.586 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.172 11.12
129-130 2.343 10.309 1.433 2 NORMAL
0.000 4.4
129-131 80.873 355.841 54.170 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.139 6.53
131-134 20.000 88.000 0.852 2 NORMAL
0.000 3.5
131-132 60.873 267.841 10.259 2
CAMBIO DE TUBERIA 4 0.211 1.43
132-133 2.343 10.309 0.717 1 NORMAL
0.000 3.5
132-146 58.530 257.532 23.241 2
CAMBIO DE TUBERIA 4 0.430 6.4
135-136 14.120 62.128 1.400 2 NORMAL
0.000 4
135-137 35.310 155.364 10.518 2
CAMBIO DE TUBERIA 3 0.701 6.56
137-138 2.880 12.672 0.101 2 NORMAL
0.000 8.79
137-139 32.430 142.692 17.119 2
CAMBIO DE TUBERIA 3 1.268 11.8
139-143 18.000 79.200 1.343 2
CAMBIO DE TUBERIA 2 1/2 0.298 4
139-140 14.430 63.492 0.472 2 NORMAL
0.000 0.15
140-141 4.320 19.008 0.167 2 NORMAL
0.000 4.72
140-142 10.110 44.484 1.606 2 NORMAL
0.000 10.36
RAMAL CAUDAL
m3/h caudal gpm
Δ PRESION
PSI
DIAMETRO
DE TUBERIA
PULG.
RECOMENDACIÓN
DIAMETRO DE TUBERIA RECOMEND
ADO
Δ PRESION NUEVA
TUBERIA PSI
LONGITUD DE
TUBERIA m
10-16 2.400 10.560 3.824 1 NORMAL
0.000 13.75
10-144 2.400 10.560 0.494 1.5 NORMAL
0.000 12.45
17-142 10.110 44.484 0.481 2 NORMAL
0.000 1
135-146 49.430 217.492 8.470 2
CAMBIO DE TUBERIA 4 0.171 2
146-145 9.100 40.040 2.296 2 NORMAL
0.000 21.28
9-147 45.280 199.232 118.472 1 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.219 6.14
196
4.7. CÁLCULO DE LA PRESIÓN RECOMENDADA DE BOMBEO
SEGÚN EL SISTEMA DE TUBERÍAS TÉCNICAMENTE
SUGERIDO.
Ya con los nuevos valores obtenidos de los diámetros de tuberías tal
cual quedaron definidos en la sección 4.6 y resumidos en la Tabla 27
haciendo uso del criterio de “Velocidad Máxima”, usando el análisis
del recorrido más desfavorable (ver Anexo planos), se hace la suma
algebraica de los incrementos de presión en cada ramal de este
recorrido que es el que finalmente interesa para el cálculo del TDH.
En la Tabla 28 se puede ver el resumen de dichos valores
TABLA 26
VALORES PRESIÓN EN CADA RAMAL CON DIÁMETROS
ÓPTIMOS
RAMAL
CAUDAL
m3/h caudal gpm
Δ PRESIO
N PSI
DIAMETRO DE
TUBERIA
PULG. RECOMENDACI
ÓN
DIAMETRO DE TUBERIA
RECOMENDADO
Δ PRESIO
N NUEVA TUBERIA PSI
1-2 154.91 681.604 43.35 4 CAMBIO DE TUBERIA 6 3.13
2-3 149.71 658.724 17.753 4 CAMBIO DE TUBERIA 6 1.315
3-5 149.71 658.724 206.535 3 CAMBIO DE TUBERIA 6 3.442
5-7 149.71 658.724 31.463 3 CAMBIO DE TUBERIA 6 0.524
7-112 101.96 448.624 45.607 3 CAMBIO DE TUBERIA 6 0.845
112-113 101.96 448.624 319.758 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.711
113-123 90.245 397.078 41.224 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.1
123- 87.902 386.769 73.727 2 CAMBIO DE TUBERIA 6 0.172
197
125
125-127 85.559 376.46 38.458 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.095
127-129 83.216 366.15 67.586 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.172
129-131 80.873 355.841 54.17 2
CAMBIO DE TUBERIA 6 0.139
131-132 60.873 267.841 10.259 2
CAMBIO DE TUBERIA 4 0.211
132-146 58.53 257.532 23.241 2
CAMBIO DE TUBERIA 4 0.43
135-137 35.31 155.364 10.518 2
CAMBIO DE TUBERIA 3 0.701
137-139 32.43 142.692 17.119 2
CAMBIO DE TUBERIA 3 1.268
139-140 14.43 63.492 0.472 2 NORMAL 0
140-142 10.11 44.484 1.606 2 NORMAL 0
17-142 10.11 44.484 0.481 2 NORMAL 0
17-18 8.27 36.388 75.885 0.75 CAMBIO DE TUBERIA 1 1/2 1.533
18-19 7.27 31.988 208.484 0.75 CAMBIO DE TUBERIA 1 1/2 3.99
19-20 7.27 31.988 38.258 0.75 CAMBIO DE TUBERIA 1 1/2 0.732
20-21 7.27 31.988 6.357 0.75 CAMBIO DE TUBERIA 1 1/2 0.122
21-22 7.27 31.988 1078.096 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 1/2 5.158
22-23 7.27 31.988 41.931 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 1/2 2.889
23-36 2.76 12.144 133.135 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 5.239
36-38 2.76 12.144 3.961 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 0.156
40-42 2.3 10.12 2.773 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 0.11
38-40 2.76 12.144 3.961 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 0.156
40-42 2.3 10.12 2.773 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 1 0.11
42-44 1.84 8.096 1.783 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 3/4 0.257
44-46 1.38 6.072 1.122 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 3/4 0.147
46-48 0.92 4.048 8.062 0.5 CAMBIO DE TUBERIA 3/4 1.194
48-50 0.46 2.024 0.565 0.5 NORMAL 0
Presión total
2610.473
Presión total 35.05
198
Tal como se puede notar las pérdidas de carga en el recorrido más
desfavorable con el nuevo sistema de tubería da una presión mucho
menor a la del sistema actual (35 PSI en comparación a 2610.47
PSI). Esta presión, es una presión ya manejable por cualquier
sistema normal y comercial de bombas centrífugas (no es imposible
llegar a 2610 PSI pero se tendría que usar bombas de Pistón de
manera innecesaria y con la premisa de que sería un sistema muy
costoso para el caudal que se quiere manejar.
De esta forma se concluye que la presión necesaria para vencer las
pérdidas de fricción en tuberías y accesorios (Hf)
PRESION P1= 35.07 PSI
A fin de obtener el TDH total debemos a la presión P1 sumarle la
pérdida de carga debida a la diferencia de cotas (Hs) o Cabezal
Estático así como Hp = 15 psi (requerido en el final del tramo),
aplicamos la Fórmula 2.8
Con lo cual se obtiene:
TDH = Hs + Hp + Hf
TDH= (7m x 3.28/2.31)PSI + 15 psi + 35.07
PSI
TDH= 60 PSI
199
4.8. DETERMINACIÓN DE LA PRESIÓN DE TRABAJO DEL SISTEMA.
Hay algunos criterios a tomar en cuenta:
La presión sumada en el recorrido más desfavorable, son las
pérdidas de carga más grande sumando las pérdidas de carga
debidas a cada tramo desde la ubicación del sistema de bombeo
hasta la última toma del recorrido más desfavorable. Ya se vio que el
valor obtenido es:
TDH = 60 PSI
También se tomó en cuenta el dato tomado en planta del manómetro
ubicado justo a la descarga del sistema de bombeo actual cuyo valor
es de 60 PSI (este valor solo seria referencial de la presión del
recorrido en el sistema actual). Es lógico que el TDH calculado salga
menor que al de la lectura del sistema actual por que al ser tubería
nueva no se le aplica ningún coeficiente de corrección (el que
correspondería a nuestro caso según la Tabla 25 sería f=1.15). Dado
que el sistema de presión constante debe ser valido durante el
período calculado para el retorno de Inversión del proyecto (2 años),
200
aplicamos un factor por vetustez (Tabla 25) de 1.15 (interpolando)
con lo que se obtiene un TDH mayor al calculado de 70 PSI. Con
esta presión se selecciona el nuevo sistema de bombeo
recomendado.
DATOS PARA LA SELECCIÓN DE EQUIPOS DE BOMBEO:
CAUDAL TOTAL REQUERIDO = QT = 156.38 m3/h
PRESION TOTAL REQUERIDA = TDH = 70 PSI
201
CAPÍTULO 5
5. SELECCIÓN TÉCNICA DE LOS ELEMENTOS DEL
NUEVO SISTEMA DE BOMBEO SUGERIDO
(SISTEMA DE PRESIÓN CONSTANTE – SPC).
5.1. GENERALIDADES
Son aquellos sistemas en donde dos o más bombas trabajan en
paralelo a igual velocidad del motor para cubrir demandas de
consumo instantáneo de la red servida. Tal como se mencionó en
secciones anteriores, un nombre más apropiado para estos sistemas
sería el de SISTEMAS DE BOMBEO CONTINUO A VELOCIDAD
FIJA. A pesar de esto, estos sistemas se convierten en SISTEMAS
DE PRESIÓN CONSTANTE con el uso de válvulas reguladoras,
202
que son usadas cuando en la red se requiere en verdad, una
presión uniforme. En estos sistemas el funcionamiento sistemático
y aditivo de las bombas se afecta mediante los diferentes métodos de
registrar la demanda en la red; lo cual sirve además para
clasificarlos. Además hay otro tipo de sistema de presión
constante, el cual en lugar de funcionar con válvulas reguladoras en
cada bomba, se colocan variadores de frecuencia que comandan
cada bomba desde sus mínimas a sus máximas revoluciones (RPM)
en función de la demanda instantánea que se transmite usualmente a
través de un sensor de presión. En la Figura 5.1 se muestra el
sistema de presión constante con válvulas reguladoras de presión,
con sus respectivos componentes:
FIGURA 5.1 COMPONENTES DE UN SPC CON
VÁLVULAS REGULADORAS DE PRESIÓN
11
12
203
1. BOMBA DE APOYO # 1
2. VÁLVULA MARIPOSA
3. VÁLVULA CHECK
4. VÁLVULA DE COMPUERTA
5. VÁLVULA ELIMINADORA DE AIRE
6. ESTRUCTURA SOPORTANTE.
8. TRANSDUCTOR DE PRESIÓN
9. TABLERO DE CONTROL
10. CAJETÍN
11. BOMBA LÍDER
12. BOMBA DE APOYO # 2
A fin de ilustrar de manera algo más real un SPC con válvulas
reguladoras de presión, se puede observar también la Figura 5.2
204
FIGURA 5.2 FOTOGRAFÍA DE UN “SPC” CON VÁLVULAS
REGULADORAS PREENSAMBLADO
5.2. SELECCIÓN DE LA BOMBA LIDER (O DE TRABAJO CONTINUO)
Dado que ya se tiene todos los datos de caudal promedio (o definido
como Caudal Líder) y presión de trabajo. Con estos datos se puede
determinar la potencia que se necesitará para la bomba líder que va
a operar la mayoría del tiempo.
h
mQpromedio
3
50
205
GPMQpromedio 220
PSIPRESION 70
EFICIENCIA
PSIGPMPOT
%1714
60.01714
70220POT
HPPOT 15
5.3. SELECCIÓN DE LAS BOMBAS DE APOYO (O DE TRABAJO
INTERMITENTE)
Para la determinación de las bombas de apoyo se debe restar el pico
máximo de caudal para el caudal promedio.
promedioimoapoyo QQQ max
h
m
h
mQapoyo
33
5038.156
206
GPMh
mQapoyo 07.46838.106
3
Para poder cubrir valores intermedios se va a dividir el caudal para 2.
De esta manera se tiene 2 bombas de apoyo de relativamente baja
potencia cada una. Con esto se puede cubrir diferentes caudales
intermitentes.
h
mh
m
Qapoyo
3
3
19.532
38.106
GPMGPM
Qapoyo 04.2342
072.468
Con este caudal se puede determinar la potencia para las 2 bombas
de apoyo con lo cual se podría cubrir la demanda de caudal.
GPMQ 04.234
PSIPRESION 70
207
EFICIENCIA
PSIGPMPOT
%1714
65.01714
70036.234POT
HPPOT 15
Dado que los sistemas de presión constante se diseñan y
seleccionan para un 120-125% de la demanda actual por efectos de
aplicaciones futuras y de no tener los equipos de bombeo trabajando
a su máxima capacidad las bombas que se seleccionaron como
apoyo a la líder serian de 20 HP cada una (la potencia comercial más
próxima).
HPPOT 20
5.4. BOMBAS REQUERIDAS PARA EL SISTEMA DE PRESIÓN
CONSTANTE (SPC).
208
Acorde las secciones anteriores, se resume las características
técnicas de las 3 bombas requeridas para el sistema de presión
constante según se muestra en la Tabla 29.
TABLA 27
CARACTERÍSTICAS DE LAS BOMBAS DEL SPC
Bomba Caudal min Presión min
Potencia nominal
Líder 50 m3/h 70 PSI 15 HP
Apoyo 1 65 m3/h 70 PSI 20 HP
Apoyo 2 65 m3/h 70 PSI 20 HP
CAUDAL MAX 180 m3/h
POTENCIA MAX 55 HP
5.5. CURVA DEL SISTEMA PARA CAUDALES PROMEDIOS
CONTINUOS (ESCENARIO 1).
Con el gráfico de la Figura 5.3 se va a explicar de mejor manera la
curva del sistema. Así también como el punto de operación de la
bomba líder.
Cabe recalcar que el punto de trabajo u operación (P) de una bomba
es el punto donde se interceptan la curva hidráulica de la bomba
(CB) con la curva hidráulica del sistema (CS) tal como se lo revisó
con mayor profundidad en la sección 2.10
209
FIGURA 5.3 PUNTO DE OPERACIÓN (P) DE LA BOMBA LÍDER
CBLIDER: Curva hidráulica de la bomba líder
CS1: Curva hidráulica del sistema
P: Punto de operación real de la bomba
Cuando los consumos de caudales son normales el punto de
operación seria maximo:
h
mcaudaloperación
3
1max 50
PSIpresionpromedio 70
P CS1
CBLIDER
210
Cabe recalcar que el objetivo en las secciones posteriores será
encontrar y seleccionar la curva hidráulica o de rendimiento de una
bomba centrífuga comercial (CB líder) que sea lo más parecida a la
dibujada en la Figura 5.3 pero que como condición imprescindible
cumpla con el punto de operación P, es decir que a un caudal de 50
m3/h se tenga disponible una presión mínima y muy
aproximadamente cerca de los 70 PSI. En las secciones posteriores
una vez realizada esta selección de los modelos comerciales de
alguno de los fabricantes conocidos de bombas centrífugas se
presentará la curva hidráulica real para verificar que efectivamente
esto se cumpla.
5.6. CURVA DEL SISTEMA PARA CAUDALES INTERMEDIOS
(ESCENARIO 2)
Si los consumos de caudales suben la presión bajaría (acorde al
comportamiento de toda bomba centrífuga estudiada en la sección 2)
y entonces entraría a trabajar la “bomba de apoyo 1”.
En la Figura 5.4 se muestra la curva del sistema de la bomba líder
asi como la bomba de apoyo 1, las 2 trabajando en paralelo para dar
el caudal requerido en un pico intermedio.
211
FIGURA 5.4 PUNTO DE OPERACIÓN (P) DE LA BOMBA
LÍDER Y LA BOMBA DE APOYO # 1
TRABAJANDO EN PARALELO.
CBLIDER + CBAPOYO 1: Curva hidráulica de la bomba líder más la
bomba de apoyo 1 trabajando en paralelo
CS2: Curva hidráulica del sistema
P: Punto de operación real de la bomba
Dado que se duplico el consumo de caudal de la planta, la bomba de
apoyo ayuda a la bomba líder a dar el caudal extra y a cubrir el
primer “pico” de consumo que necesita para cumplir los requirimiento
de la planta o del sistema hidráulico
CS2
P CBLIDER + CBAPOYO 1
212
La bomba líder como la bomba de apoyo #1 van a poder trabajar
hasta el siguiente punto de operación máximo.
h
mcaudaloperación
3
2max 19.103
PSIpresionpromedio 70
5.7. CURVA DEL SISTEMA PARA CAUDAL MÁXIMO (ESCENARIO 3).
Para caudales máximos picos el sistema de presión constante va a
trabajar con las 3 bombas para abastecer el caudal máximo
requerido. La gráfica de la Figura 5.5 muestra el punto máximo de
operación trabajando las 3 bomba y todo a una presión constante de
70 psi
CS3 P CBLIDER + CBAPOYO 1 + CBAPOYO 2
213
FIGURA 5.5 PUNTO DE OPERACIÓN (P) DE LA BOMBA
LÍDER Y LAS BOMBAS DE APOYO #1 Y # 2
TRABAJANDO EN PARALELO
CBLIDER + CBAPOYO 1 + CBAPOYO 2: Curva hidráulica de la bomba líder
más la bomba de apoyo 1 más la bomba de apoyo 2 trabajando en
paralelo
CS3: Curva hidráulica del sistema
P: Punto de operación real de la bomba
Cabe recalcar que el punto de operación maximo se dan en
determinadas horas al día y no las 24 horas del día, según los picos
de consumo descritos en la Figura 3.23 del Perfil Hidráulico típico del
sistema. Además en caso que sea necesario el sistema podria
trabajar en ese punto el tiempo que la planta lo necesite a pesar de
que para la situación actual será intermitente dado que la proyección
como se ha indicando antes, es que la bomba líder sea la del trabajo
continuo.
h
mcaudaloperación
3
2max 38.156
PSIpresionpromedio 70
214
5.8. COMPARATIVO DE LAS DIFERENTES CURVAS Y ESCENARIOS
DE BOMBEO.
En la gráfica de la Figura 5.6 se muestra las diferentes curvas del
sistema de la planta así como las respectivas curvas de bombeo para
abastecer los caudales requeridos.
FIGURA 5.6 COMPARACIÓN DE LAS DISTINTAS CURVAS
En la Figura 5.6 se muestra que los caudales se van sumando hasta
cubrir la demanda. Mientras la presión se mantiene constante.
Mientra más aumenta los caudales las gráficas se prolongan
horizontalmente.
CS1 CS2
CS3
CBLIDER
CBLIDER + CBAPOYO 1
CBLIDER + CBAPOYO 1 + CBAPOYO 2
215
Cálculo del “NPSH” de las Bombas y del Sistema
A fin de asegurarnos que el sistema de bombeo seleccionado en su
conjunto no cavitará, asumiremos para estos efectos el caso más
crítico de caudal para cada bomba y cuando las bombas están
encendidas al mismo tiempo. Si se parte de que hay una altura de
sución de 2 metros que corresponde a la altura desde el espejo de
agua, nivel mínimo de la cisterna (controlado por el sensor de nivel)
hasta el “center – line” de cada una de las bombas con el respectivo
caudal nominal que manejarán a las presiones reguladas que
manejarán independientemente, se verifica entonces en cada bomba
que se cumpla con la condición NPSHd > NPSHr (en al menos 3
pies).
Se considera además que el “manifold” de succión tendrá un
diámetro de 5”, que al ingreso de cada bomba se usará tubería de
diámetro igual al diámetro de cada bomba, es decir 21/2” con una
longitud en cada caso de 0,3 metros y que la separación entre
bomba y bomba es de 0,5 metros. Si además se considera que en
la cisterna se deberá colocar una válvula check tipo canastilla para
conservar el “cebado” del sistema de bombeo. Entonces:
“NPSH” disponible en la bomba Líder:
Si se recuerda la fórmula del NPSH disponible
216
NPSH= Po – (Hsucción + Hf succión + Pv)
Donde:
Po= Presión atmosférica en el lugar de la la instalación (33,96 pies
sobre nivel del mar)
Hsucción= 2metros = 6,56 pies
Pv= presión de vaporización a la temperatura del agua (70 farenheit
en nuestro caso) es de 0,89 pies
Caudal bomba Lider= 50 m3/hr = 220 GPM
Hf= Hf tubos + Hf accesorios
Hf= [ (2,5x3,28x10,22)/100] + [0,3x3,28x32,2)/100] +
[(5+3,3+50)10,22/100] + [(1,3x32,2)/100]
Hf= 7,6 Pies
Entonces NPSH disponible bomba lider= 18,9 pies
Si de la curva de la bomba Lider (Apéndices) se obtiene:
NPSH requerido = 2 mts = 6,56 pies
Se cumple para la bomba Líder con el criterio para asegurar que
esta no cavite (18,96 > 6,56 pies en más de 3 pies).
217
Si el mismo procedimiento se lo aplica a la Bomba de apoyo 2,
por ser la mas alejada del punto de succión se entiende que si
ésta cumple el criterio del NPSH entonces la Bomba de apoyo 1
también lo cumplirá. Entonces:
Caudal bombas apoyo: 65 m3/hr = 454 GPM
Po, Hsucción, Pv son los mismos valores que en el caso de la
bomba líder.
Hf= [(2,5x3,28x10,22)/100] + [(0,5x3,28x4,94)/100] +
[(0,5x3,28x1,58)/100] + [(0,3x3,28x58,5)/100] + [(5+10)10,22/100)] +
[(3,3x1,58)/100] + [(1,3x58,5)/100]
Hf= 7,9 pies
Entonces NPSH disponible bomba apoyo 2= 18,59 pies
Si de la curva de la bombas apoyo (Apéndices) se obtiene:
NPSH requerido = 5 mts = 16,4 pies
Se cumple para la bombas de Apoyo con el criterio para
asegurar que la bomba lider no cavite (18,96 pies > 16,4 pies)
pero NO en más de 3 pies como se recomienda para asegurar
por completo el riesgo de cavitación. Aún cuando para muchos
autores el hecho de que el NPSH disponible> NPSH requerido es
suficiente para asegurar el criterio de “no cavitación” sin
embargo la experiencia nos indica que con 3 pies de diferencia
218
casi es infalible para cualquier situación y así lo recomiendan
además otros autores más conservadores. Se debe considerar
también que los factores de fricción “f” que se tomaron de las
Tablas de los Apéndices siempre reflejaron valores de los
valores inmediatos superiores por lo que por lo la diferencia
faltante para cumplir completamente con este criterio estaría
cubierta dado que únicamente falta 0,44 pies.
En nuestro caso se ha recomendado al usuario final cambiar la
tubería del manifol de succión de 5” a 6”, no solamente por
asegurar plenamente el criterio de NPSH sino porque además es
un diámetro mucho más comercial y fácil de conseguir en el
mercado local que la de 5”.
219
CAPÍTULO 6
6. ANÁLISIS DE COSTOS DEL PROYECTO
Ningún proyecto puede estar completo ni podrá ser posible su ejecución
futura sin hacer un análisis de costos que permita saber con qué
recursos financieros debemos contar, cómo y en qué tiempo los vamos a
gestionar, al menos un análisis básico, lo que permitirá conocer cuál será
el tiempo del retorno de la inversión o la “Tasa de Retorno de Inversión”
(TIR) al que el usuario deberá enfrentarse para hacer aprobar su
proyecto, comúnmente las compañías industriales medianas y grandes
trabajan en función de presupuestos anuales.
Es claro que, dada la naturaleza del presente Informe de Trabajo
Profesional, no se realizará un análisis financiero a profundidad en el
presente capítulo, mas vale la idea será dejar planteados valores de
220
costos referenciales actuales de los componentes del proyecto completo
a fin de que el usuario con su departamento financiero especializado
pueda realizar el estudio de indicadores financieros adecuado.
6.1. COSTOS DEL SISTEMA DE PRESIÓN CONSTANTE.
Los elementos de sistema de presión tienen un costo que puede
variar según las marcas. En general se recomienda que sea cotizado
como un paquete ya que si se selecciona elementos de diferentes
empresas que distribuyen sistemas de presión constante podría
haber problemas de compatibilidad o de adaptabilidad entre sus
partes. También en el presupuesto se suele incluir la mano de obra
por lo cual se recomienda que todo el trabajo de ensamblaje y puesta
en marcha del sistema de presión constante sea hecho por la misma
empresa cuyos funcionarios seleccionaron sus componentes en vista
de que si el sistema no funciona correctamente puede ser por una
mala instalación así como una mala selección de los elemento que
se encuentran presupuestados. Con esto además también se puede
pedir las garantías técnicas del caso y su correcto funcionamiento a
una sola compañía
A continuación se muestra una cotización o presupuesto típico de un
Sistema de Presión constante con todos los componentes que se
describió en secciones anteriores:
221
REF: SISTEMA DE PRESION CONSTANTE
ITEM CANT. DESCRIPCIÓN P / Unit. DCTO. TOTAL
1 1 BOMBA CENTRIFUGA $3.735,02 20% $2.988,02
MARCA: EBARA
MODELO: MD 50 - 200/116
CARCAZA: hierro fundido
IMPELLER: HIERRO FUNDIDO
CONEXIÓN DE SUCCIÓN: 2 1/2 BRD
CONEXIÓN DE DESCARGA: 1 1/2 BRD
CAUDAL: 850 L/min (51.1 m3/h)
PRESIÓN: 50 m (70 PSI)
TEMPERATURA: A 90ºC
SELLO MECÁNICO: Cerámica/ Carbón/ NBR
MOTOR ELECTRICO:
MOTOR: 15 HP (220/380V) 3F / 60Hz / IP55 / TEFC
VELOCIDAD DE SALIDA MOTOR: 3450 RPM
1 2 BOMBA CENTRIFUGA $4.980,04 20% $7.968,06
MARCA: EBARA
MODELO: MD 50 - 250/156
CARCAZA: hierro fundido
IMPELLER: HIERRO FUNDIDO
CONEXIÓN DE SUCCIÓN: 2 1/2 BRD
CONEXIÓN DE DESCARGA: 1 1/2 BRD
CAUDAL: 1050 L/min (63,13 m3/h)
PRESIÓN: 50 m (70 PSI)
TEMPERATURA: A 90ºC
SELLO MECÁNICO: Cerámica/ Carbón/ NBR
MOTOR ELECTRICO:
222
MOTOR: 20 HP (220/380V) 3F / 60Hz / IP55 / TEFC
VELOCIDAD DE SALIDA MOTOR: 3450 RPM
2 3 VALVULAS REGULADORAS DE PRESION 1/2
$1.415,07 20% $3.396,17
3 3 VALVULAS MARIPOSAS 1 1/2 $230,55 20% $553,31
4 3 VALVULAS MARIPOSAS 2 1/2 $365,46 20% $877,11
4 3 VALVULAS CHECK 2 1/2 $228,91 20% $549,38
5 1 VALVULA ELIMINADORA DE AIRE 2 1/2 BRD
$1.400,00 20% $1.120,00
6 1 TRANSDUCTOR DE PRESION 0-150 PSI, 4-20 MA
$1.600,00 20% $1.280,00
7 1 MANOMETRO DE PRESION DE 0- 150 PSI
$51,15 20% $40,92
8 1 SWITCH DE NIVEL CON FLOTADOR
$39,67 20% $31,74
9 1
TABLERO DE CONTROL INCLUYE:
$10.000,00 20% $8.000,00
Breaker de fuerza
módulo logo breaker
contactor térmico
luz piloto
luz de sobrecarga
selector de arranque automático y manual
relé para arranque alternado
fusibles de control
10 1 MANO DE OBRA, BASE METALICA, MANDIFOLDS
$5.000,00 20% $4.000,00
223
6.2. COSTO DEL CAMBIO DE TUBERÍAS, VÁLVULAS Y
ACCESORIOS.
El costo del cambio de tubería se divide en dos grupos que son los
siguientes:
Costo de tubería.
Costo de accesorios y válvulas.
El costo de tubería puede variar según los siguientes parámetros:
Material de la tubería.
Espesor de pared de la tubería.
Diámetro nominal de la tubería.
Tipo de conexión (roscado, bridado, saldable, pagable, triclamp,
etc.).
Longitud de la tubería.
Condiciones Generales de Venta SUBTOTAL $30.804,71
Forma de Pago: Crédito 30 días 12% I.V.A. $3.696,56
Tiempo de Entrega: 4 a 8 semanas (Por confirmar) TOTAL $34.501,27
Validez de la Oferta: 15 días
224
Pulimiento o acabado superficial de la tubería (importante para
manejar productos alimenticios)
Dado que la tubería actual del usuario en la mayoría es en material
de PVC se podría considerar ese material en la mayoría de los
tramos. Pero para la tubería “madre principal” (la más próxima al
Sistema de Bombeo) es recomendable usar tubería de acero ya que
soporta mayor presión. Para cotizar la tubería hay que ordenarlas
según sus diámetros indicando el tramo que corresponde así como
su longitud. En la Tabla 30 se puede ver la información base para
poder cotizar la tubería.
TABLA 28
RESUMEN DE TRAMOS DE TUBERÍAS
RECOMENDADAS A CAMBIAR.
RAMAL CAUD. m3/h
RECOMENDAC. DIAMETRO DE
TUBERIA RECOMEND.
Δ PRES. NUEVA TUBER.
PSI
LONG. DE TUBERIA
m
1-2 181.210 CAMBIO DE
TUBERIA 6 3.152 11.85
2-3 149.710 CAMBIO DE
TUBERIA 6 1.315 9.63
3-5 31.500 CAMBIO DE
TUBERIA 6 3.729 73.37
5-7 149.710 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.524 8.14
7-112 101.960 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.845 28.19
112-113 101.960 CAMBIO DE 6 0.711 18.21
225
TUBERIA
113-123 90.245 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.100 4
123-125 87.902 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.172 10.14
125-127 85.559 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.095 4.89
127-129 83.216 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.172 11.12
129-131 80.873 CAMBIO DE
TUBERIA 6 0.139 6.53
Longitud Total 6’’ 186.07
7-8 31.500 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.100 0.2
8-9 16.960 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.309 0.3
131-132 60.873 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.211 1.43
132-146 13.710 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.430 6.4
135-146 49.430 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.171 2
9-147 45.280 CAMBIO DE
TUBERIA 4 0.219 6.14
Longitud Total 4’’ 16.47
135-137 50.540 CAMBIO DE
TUBERIA 3 0.701 6.56
137-139 32.540 CAMBIO DE
TUBERIA 3 1.268 11.8
Longitud Total 3’’ 18.36
139-143 18.000 CAMBIO DE
TUBERIA 2 1/2 0.298 4
Longitud Total 2 1/2’’ 4
17-18 14.540 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 1.533 8.27
18-19 7.270 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 3.990 33.87
19-20 7.270 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.732 7.2
20-21 7.270 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.122 0.8
21-22 7.270 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 5.158 48.01
22-23 7.270 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 2.889 27.89
23-24 7.270 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.387 3.29
24-51 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.913 10.04
51-60 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.094 0.63
60-62 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.075 0.4
62-64 6.440 CAMBIO DE 1 1/2 0.075 0.4
226
TUBERIA
64-66 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.075 0.4
66-68 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.133 1.1
68-70 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.080 0.46
70-72 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.165 1.49
72-76 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/2 0.074 0.39
Longitud Total 1 1/2’’ 144.64
9-10 0.000 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/4 0.123 0.2
76-80 5.520 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/4 0.271 1.55
80-84 4.600 CAMBIO DE
TUBERIA 1 1/4 0.124 0.74
Longitud Total 1 1/4’’ 2.49
24-25 5.520 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.874 8.36
23-36 2.760 CAMBIO DE
TUBERIA 1 5.239 34.87
36-38 2.760 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.156 0.6
38-40 10.120 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.156 0.6
40-42 6.440 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.110 0.6
84-88 3.680 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.328 0.91
88-92 2.760 CAMBIO DE
TUBERIA 1 0.219 1
Longitud Total 1’’ 46.94
25-26 106.240 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.234 0.5
26-28 65.520 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.134 0.5
42-44 40.720 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.257 0.6
44-46 24.800 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.147 0.6
46-48 15.920 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 1.194 13.634
51-52 8.880 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.289 0.74
52-54 7.040 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.120 0.4
92-96 1.840 CAMBIO DE
TUBERIA 3/4 0.335 0.94
Longitud Total 3/4’’ 17.92
Longitud Total de la tubería cambiada 436.89
227
Dado que en proceso de corte y unión de tubería quedan retazos de
tubos que no sirven para ser conectados en otros tramos, en general
se asume (para efectos de presupuesto) un 20% más de tubería para
evitar que falte material en el momento de la instalación. Además hay
que tomar en cuenta que la longitud de la tubería estándar comercial
es de 6 metros entonces se debe asumir números múltiplos de 6
para esta cotización o presupuesto de longitud de tubería como lo
muestra la Tabla 31
TABLA 29
RESUMEN DE TRAMOS DE TUBERÍAS RECOMENDADAS A
CAMBIAR POR DIÁMETROS Y CON AJUSTE POR
EFECTOS DE CORTE.
DIAMETRO DE TUBERIA
RECOMENDADO
LONGITUD DE
TUBERIA m
20% MAS LONGITUD
DE TUBERIA
m
CANTIDAD DE TUBOS
DE 6 METROS
LONGITUD DE
TUBERIA FINAL
6'' 186.07 223.284 38 228
4'' 16.47 19.764 4 24
3'' 18.36 22.032 4 24
2 1/2'' 4 4.8 1 6
1 1/2'' 144.64 173.568 29 174
1 1/4 2.49 2.988 1 6
1'' 46.94 56.328 10 60
3/4'' 17.92 21.504 4 24
228
La Tabla 31 tiene toda la información necesaria para cotizar la
tubería pero hace falta la información para calcular los accesorios y
válvulas. Para calcular la cantidad de accesorios es necesario hacer
referencia al plano de cambio de tubería (Apéndices) y ver que
accesorios se necesita para conectar los tubos. Las válvulas
generalmente se lo usa para aislar un área o zona en caso que se
haga mantenimiento o arreglo de una línea de tubería. Debería de
haber por lo menos una válvula de paso por área.
Para poder cotizar los accesorios (codos, tees, etc.) se los debe
ordenar primero por tipo y después por su medida nominal.
Finalmente se cuenta la cantidad de accesorios que se necesita tal
como se muestra en la Tabla 32.
TABLA 30
RESUMEN DE VÁLVULAS Y ACCESORIOS
ACCESORIO MEDIDA NOMINAL
CANTIDAD
CODOS 6'' 24
CODOS 4'' 1
CODOS 3'' 2
CODOS 2 1/2'' 2
CODOS 1 1/2'' 8
CODOS 1 1/4 2
CODOS 1'' 3
229
CODOS 3/4'' 6
TEES 6'' 9
TEES 4'' 3
TEES 3'' 3
TEES 2 1/2'' 2
TEES 1 1/2'' 3
TEES 1 1/4 10
TEES 1'' 3
TEES 3/4'' 6
VALVULAS DE PASO 6'' 5
VALVULAS DE PASO 4'' 2
VALVULAS DE PASO 3'' 2
VALVULAS DE PASO 2 1/2'' 1
VALVULAS DE PASO 1 1/2'' 6
VALVULAS DE PASO 1 1/4 1
VALVULAS DE PASO 1'' 3
VALVULAS DE PASO 3/4'' 2
NEPLOS 6'' 38
NEPLOS 4'' 4
NEPLOS 3'' 4
NEPLOS 2 1/2'' 1
NEPLOS 1 1/2'' 29
NEPLOS 1 1/4 1
NEPLOS 1'' 10
NEPLOS 3/4'' 4
Con los datos de longitud de tubería y cantidad de accesorios ya se
tiene la información necesaria para cotizar los materiales para la
instalación de la tubería. Los precios de mano de obra como tiempos
230
de entrega dependen en gran medida de la empresa que vaya a
realizar la instalación.
A continuación se muestra una cotización típica del presupuesto para
el cambio de la tubería, accesorios y válvulas necesarias.
REF: TUBERÍA VÁLVULAS Y ACCESORIOS
ITEM
CANT. DESCRIPCIÓN P / Unit. DCT TOTAL
1 1 COSTO DE TUBERIA INCLUYE $78,891.
24 20% $60,712
38 TUBERIA 6 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
4 TUBERIA 4 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
4 TUBERIA 3 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
1 TUBERIA 2.5 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
29 TUBERIA 1.5 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
1 TUBERIA 1.25 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
10 TUBERIA 1 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
4 TUBERIA 0.75 PULGADAS MATERIAL PVC 6 metros
24 CODOS 6 PULGADAS MATERIAL PVC
1 CODOS 4 PULGADAS MATERIAL PVC
2 CODOS 3 PULGADAS MATERIAL PVC
2 CODOS 2.5 PULGADAS MATERIAL PVC
8 CODOS 1.5 PULGADAS MATERIAL PVC
2 CODOS 1.25 PULGADAS MATERIAL PVC
3 CODOS 1 PULGADAS MATERIAL PVC
6 CODOS 0.75 PULGADAS MATERIAL PVC
9 TEES 6 PULGADAS MATERIAL PVC
3 TEES 4 PULGADAS MATERIAL PVC
3 TEES 3 PULGADAS MATERIAL PVC
2 TEES 2.5 PULGADAS MATERIAL PVC
231
3 TEES 1.5 PULGADAS MATERIAL PVC
10 TEES 1.25 PULGADAS MATERIAL PVC
3 TEES 1 PULGADAS MATERIAL PVC
6 TEES 0.75 PULGADAS MATERIAL PVC
5 VALVULAS 6 PULGADAS
2 VALVULAS 4 PULGADAS
2 VALVULAS 3 PULGADAS
1 VALVULAS 2.5 PULGADAS
6 VALVULAS 1.5 PULGADAS
1 VALVULAS 1.25 PULGADAS
3 VALVULAS 1 PULGADAS
2 VALVULAS 0.75 PULGADAS
38 NEPLOS 6 PULGADAS MATERIAL PVC
4 NEPLOS 4 PULGADAS MATERIAL PVC
4 NEPLOS 3 PULGADAS MATERIAL PVC
1 NEPLOS 2.5 PULGADAS MATERIAL PVC
29 NEPLOS 1.5 PULGADAS MATERIAL PVC
1 NEPLOS 1.25 PULGADAS MATERIAL PVC
10 NEPLOS 1 PULGADAS MATERIAL PVC
4 NEPLOS 0.75 PULGADAS MATERIAL PVC
EXTRAS
MANO DE OBRA
Condiciones Generales de Venta SUBTOTAL $60,712
Forma de Pago: Crédito 30 días 12% I.V.A. $7,285.5
Tiempo de Entrega: Por definir previa inspección en sitio TOTAL $67,998
Validez de la Oferta: 15 días
Con la información que se ha dado en este capítulo se tiene las
herramientas para saber el costo real del proyecto así como sus
alcances. Las cotizaciones que se han adjuntado pueden variar
según los precios del mercado.
232
En resumen entonces a la fecha actual, los costos del proyecto
serían:
TABLA 31 RESUMEN DE COSTOS DEL PROYECTO
Costo del Sistema de Presión Constante $34.501
Costo por cambio de Tuberías, Válvulas y Accesorios $67.998
Costo Total Aproximado $102.499
233
CAPÍTULO 7
7. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES.
En base en el desarrollo de los capítulos anteriores, se ha realizado un
compendio de los principales puntos a tener en cuenta en la totalidad del
presente Informe de Trabajo Profesional.
CONCLUSIONES:
1. En función del análisis detallado de los datos de consumo o caudal
obtenido de las mediciones en cada área de trabajo de la planta, se
llegó a establecer un perfil hidráulico típico de caudal en función de las
horas del día de producción.
.
234
2. Una vez obtenido el perfil hidráulico típico se ha llegado a determinar
que existe un caudal tipo continuo (caudal líder) y un caudal de tipo
intermitente.
3. En función del análisis de consumo global y por área de la planta para
procesar alimentos, y el hecho de que del caudal total haya un
componente de caudal continuo y otro componente de intermitente, se
llegó a determinar que el sistema de presión constante, es el mejor
sistema que se puede seleccionar ya que precisamente son diseñados
para este propósito. También se dijo que no es conveniente aplicar
un sistema hidroneumático de bombeo ya que son sistemas
diseñados para un perfil de bombeo netamente intermitente.
4. Luego de la aplicación del criterio de velocidad máxima se llegó a
determinar que bajo la demanda de consumo y diámetros actuales, la
presión requerida en al ramal crítico sería de 2610.473 PSI, presión
exageradamente grande que generaría costos de inversión inicia así
como operativos igualmente ingentes.
5. De esta forma se realizó una reingeniería de todos los tramos y
ramales del recorrido crítico así como de todo el sistema de ramales
de la planta para procesar alimentos, resultando que hay tramos que
hay que cambiar a diámetros mayores y otros tramos que pueden
quedar como actualmente están.
235
6. Con los cambios de diámetro producto de la reingeniería realizada en
todos los tramos de la planta, incluyendo el tramo o ramal de recorrido
crítico, se llegó a determinar que la presión requerida es de 35 psi.
7. Aplicando la fórmula de TDH así como aplicando criterios adicionales
de pérdidas de presión futuras por Vetustez en tuberías y de aumento
proyectado de demanda, se llegó a determinar que el TDH o presión
demandada y de trabajo del sistema hidráulico es de 70 PSI.
8. Con el caudal tanto continuo e intermitente demandado y la presión de
trabajo obtenida, se determinó que el sistema de presión constante
requiere: una bomba Líder de 15 HP cubrirá la demanda actual de
consumo el 67% del tiempo. Se espera que los picos de demandas
sean cubiertos por las bombas de respaldo de forma secuencial,
entrando cada una a trabajar conforme va subiendo la demanda. Cabe
recalcar que las proyecciones para estas bombas de respaldo
trabajan un máximo del 33% del tiempo total en el día, todo el
sistema será comandado electrónicamente por un sensor de presión
ubicado en el manifold de descarga que envía una señal digital al
tablero de control eléctrico, específicamente a un PLC que es el
encargado de comandar los encendidos y apagados secuenciales de
cada una de las bombas.
236
9. Dado que la tubería actual es antigua se presenta una mayor pérdida
de presión que en una tubería nueva. Al cambiar por una tubería
nueva las bombas podrían usar su potencia en generar más caudal, lo
cual ayudaría al tener una tasa de crecimiento de caudal a futuro.
10. Las bombas requeridas para el Sistema de presión constante (SPC)
resultaron:
TABLA 29
CARACTERÍSTICAS DE LAS BOMBAS DEL SPC
Bomba Caudal min Presión min
Potencia nominal
Líder 50 m3/h 70 PSI 15 HP
Apoyo 1 65 m3/h 70 PSI 20 HP
Apoyo 2 65 m3/h 70 PSI 20 HP
CAUDAL MAX 180 m3/h
POTENCIA MAX 55 HP
11. Para los requerimientos actuales de caudal y presión el usuario debe
cambiar entre el 80% y 90% de su tuberia actual.
12. Los modelos de las bombas seleccionadas del fabricante “Ebara
Pumps” son:
Bomba Lider MD 50 - 200/116 (15 HP)
Bomba de Apoyo #1 MD 50 – 250/156 (20 HP)
237
Bomba de Apoyo #2 MD 50 – 250/156 (20 HP)
13. Por último se llegó a un análisis de costos del proyecto:
TABLA 33 RESUMEN DE COSTOS DEL PROYECTO
Costo del Sistema de Presión Constante $34.501
Costo por cambio de Tuberías, Válvulas y Accesorios $67.998
Costo Total Aproximado $102.499
RECOMENDACIONES
1. Cambiar en lo posible toda la tubería ya que si entre un 80% a 90% de
la tubería es necesario cambiar, los ramales que no se cambien con
el tiempo van perdiendo su diámetro y aumentando su rugosidad. En
todo caso se debe tener siempre en cuenta que la tubería con los
238
años va aumentado las perdidas acorde la Tabla 25 (si la tubería es
del material de la tabla caso contrario buscar la referencia de los
factores de corrección de pérdidas por Vetustez del respectivo
fabricante)
2. Con tubería nueva se garantiza un excelente funcionamiento del
sistema de presión constante. Además de tener tuberías más limpias y
bajo consumo eléctrico.
3. Otra recomendación es construir una nueva cisterna o tanque elevado
según el valor calculado en la sección 3.4, ya que al aumentar el
consumo es muy probable que la cisterna se vacié antes de que
lleguen los tanqueros. Esto es muy peligroso ya que podría succionar
aire las bombas y causar daños importantes en el sistema de presión
constante y la desastrosa cavitación. Se recuerda además que una
bomba no puede trabajar sin fluido (en seco) en vista de que el sello
mecánico o empaquetadura (elementos que evitan la salida de fluido
al exterior), se lubrican y refrigeran con el mismo fluido. La
temperatura llega a aumentar tanto por este motivo que de darse un
trabajo en seco por mucho tiempo, la bomba puede llegar a quemarse
por completo.
4. Además también es necesario colocar un sensor de nivel tipo ‘’boya’’
(ver Apéndices) de tal forma que cuando se llegue a un nivel mínimo
239
en la cisterna este sensor emite la señal a un relé en el tablero de
control para que apague el sistema de presión constante hasta que el
nivel mínimo de agua en la cisterna se alcance nuevamente.
5. Si la succión es negativa (como lo es actualmente), se recomienda
colocar una válvula de pie (check + filtro) de buena calidad para evitar
pérdida de cebado del conjunto de bombas en el manifold de succión.
6. Instalar válvulas de paso en lugares estratégicos para un fácil
mantenimiento y evitando interrumpir el trabajo de otras áreas.
7. Verificar y analizar bien las líneas de tubería nuevas que a futuro se
vayan a implementar con sus respectivos diámetros mediante un
cálculo de ingeniería. Para tener un distribución ordenada de ramales,
y así perjudicar lo menos posible a las otras áreas. Evitando tener
pérdida de presión o caudal por una mala distribución de líneas de
tubería para equipos o procesos nuevos en la planta.
8. Para proceso de limpieza de pisos o de equipos o filtros sería
recomendable que usen hidrolavadoras que dan altas presiones
(mayores a 1000 PSI) y poco caudal. Con esto se efectúa la limpieza
más eficientemente dedicando menos tiempo y consumiendo mucho
240
menos agua que haciendo limpieza con una manguera común y
corriente.
9. Se recomienda por el criterio del NPSH calculado en la sección 5
colocar tubería de 6” a la succión desde la válvula check tipo canastilla
incluyendo el “manifold” de succión en el Sistema de de Bombeo de
Presión Constante y por estética del sistema también se coloca en el
“manifold de descarga” el mismo diámetro de 6” en el sistema pre
ensamblado como en la Figura 5.1.
241