01 turb.hidr

TURBINAS

HIDRÁULICAS

Pedro Fernández Díez
http://libros.redsauce.net/

I.- TURBINAS HIDRÁULICAS
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Una máquina hidráulica es un dispositivo capaz de convertir energía hidráulica en energía mecánica;
pueden ser motrices (turbinas), o generatrices (bombas), modificando la energía total de la vena fluida
que las atraviesa. En el estudio de las turbomáquinas hidráulicas no se tienen en cuenta efectos de tipo
térmico, aunque a veces habrá necesidad de recurrir a determinados conceptos termodinámicos; todos
los fenómenos que se estudian serán en régimen permanente, caracterizados por una velocidad de rota-
ción de la máquina y un caudal, constantes.
En una máquina hidráulica, el agua intercambia energía con un dispositivo mecánico de revolución
que gira alrededor de su eje de simetría; éste mecanismo lleva una o varias ruedas, (rodetes o rotores),
provistas de álabes, de forma que entre ellos existen unos espacios libres o canales, por los que circula el
agua. Los métodos utilizados para su estudio son, el analítico, el experimental y el análisis dimensional.
El método analítico se fundamenta en el estudio del movimiento del fluido a través de los álabes,
según los principios de la Mecánica de Fluidos.
El método experimental, se fundamenta en la formulación empírica de la Hidráulica, y la experi-
mentación.
El análisis dimensional ofrece grupos de relaciones entre las variables que intervienen en el pro-
ceso, confirmando los coeficientes de funcionamiento de las turbomáquinas, al igual que los diversos nú-
meros adimensionales que proporcionan información sobre la influencia de las propiedades del fluido en
movimiento a través de los órganos que las componen.

I.2.- CLASIFICACIÓN DE LAS TURBOMAQUINAS HIDRÁULICAS

Una primera clasificación de las turbomáquinas hidráulicas, (de fluido incompresible), se puede hacer
con arreglo a la función que desempeñan, en la forma siguiente:
a) Turbomáquinas motrices, que recogen la energía cedida por el fluido que las atraviesa, y la
transforman en mecánica, pudiendo ser de dos tipos:
Dinámicas o cinéticas, Turbinas y ruedas hidráulicas
Estáticas o de presión, Celulares (paletas), de engranajes, helicoidales, etc
b) Turbomáquinas generatrices, que aumentan la energía del fluido que las atraviesa bajo forma
potencial, (aumento de presión), o cinética; la energía mecánica que consumen es suministrada por un
motor, pudiendo ser:
Bombas de álabes, entre las que se encuentran las bombas centrífugas y axiales

TH.I.-1

Hélices marinas, cuyo principio es diferente a las anteriores; proporcionan un empuje sobre la carena
de un buque
c) Turbomáquinas reversibles, tanto generatrices como motrices, que ejecutan una serie de fun-
ciones que quedan aseguradas, mediante un rotor específico, siendo las más importantes:
Grupos turbina-bomba, utilizados en centrales eléctricas de acumulación por bombeo
Grupos Bulbo, utilizados en la explotación de pequeños saltos y centrales maremotrices
d) Grupos de transmisión o acoplamiento, que son una combinación de máquinas motrices y ge-
neratrices, es decir, un acoplamiento (bomba-turbina), alimentadas en circuito cerrado por un fluido, en
general aceite; a este grupo pertenecen los cambiadores de par.

Ruedas hidráulicas.- Las ruedas hidráulicas son máquinas capaces de transformar la energía del
agua, cinética o potencial, en energía mecánica de rotación. En ellas, la energía potencial del agua se
transforma en energía mecánica, como se muestra en la Fig I.1c, o bien, su energía cinética se transfor-
ma en energía mecánica, como se indica en las Figs I.1a.b.

 Ruedas movidas por el costado
Se clasifican en:  Ruedas movidas por debajo
 Ruedas movidas por arriba

Fig I.1.a.b.c

Su diámetro decrece con la altura H del salto de agua. Los cangilones crecen con el caudal. Los rendi-
mientos son del orden del 50% debido a la gran cantidad de engranajes intermedios. El numero de rpm es
de 4 a 8. Las potencias son bajas, y suelen variar entre 5 y 15 kW, siendo pequeñas si se las compara
con las potencias de varios cientos de MW conseguidas en las turbinas.

Turbinas hidráulicas.- Una turbomáquina elemental o monocelular tiene, básicamente, una serie
de álabes fijos, (distribuidor), y otra de álabes móviles, (rueda, rodete, rotor). La asociación de un órgano
fijo y una rueda móvil constituye una célula; una turbomáquina monocelular se compone de tres órga-
nos diferentes que el fluido va atravesando sucesivamente, el distribuidor, el rodete y el difusor.
El distribuidor y el difusor (tubo de aspiración), forman parte del estator de la máquina, es decir, son
órganos fijos; así como el rodete está siempre presente, el distribuidor y el difusor pueden ser en determi-
nadas turbinas, inexistentes.
El distribuidor es un órgano fijo cuya misión es dirigir el agua, desde la sección de entrada de la má-
quina hacia la entrada en el rodete, distribuyéndola alrededor del mismo, (turbinas de admisión total), o a
una parte, (turbinas de admisión parcial), es decir, permite regular el agua que entra en la turbina, desde
cerrar el paso totalmente, caudal cero, hasta lograr el caudal máximo. Es también un órgano que trans-
forma la energía de presión en energía de velocidad; en las turbinas hélico-centrípetas y en las axiales
está precedido de una cámara espiral (voluta) que conduce el agua desde la sección de entrada, asegu-
rando un reparto simétrico de la misma en la superficie de entrada del distribuidor.
TH.I.-2

El rodete es el elemento esencial de la turbina, estando provisto de álabes en los que tiene lugar el in-
tercambio de energía entre el agua y la máquina. Atendiendo a que la presión varíe o no en el rodete, las
 Turbinas de acción o impulsión
turbinas se clasifican en: 
 Turbinas de reacción o sobrepresión
En las turbinas de acción el agua sale del distribuidor a la presión atmosférica, y llega al rodete con la
misma presión; en estas turbinas, toda la energía potencial del salto se transmite al rodete en forma de
energía cinética.
En las turbinas de reacción el agua sale del distribuidor con una cierta presión que va disminuyendo a
medida que el agua atraviesa los álabes del rodete, de forma que, a la salida, la presión puede ser nula o
incluso negativa; en estas turbinas el agua circula a presión en el distribuidor y en el rodete y, por lo tan-
to, la energía potencial del salto se transforma, una parte, en energía cinética, y la otra, en energía de
presión. El difusor o tubo de aspiración, es un conducto por el que desagua el agua, generalmente con en-
sanchamiento progresivo, recto o acodado, que sale del rodete y la conduce hasta el canal de fuga, per-
mitiendo recuperar parte de la energía cinética a la salida del rodete para lo cual debe ensancharse; si
por razones de explotación el rodete está instalado a una cierta altura por encima del canal de fuga, un
simple difusor cilíndrico permite su recuperación, que de otra forma se perdería. Si la turbina no posee
tubo de aspiración, se la llama de escape libre
En las turbinas de acción, el empuje y la acción del agua, coinciden, mientras que en las turbinas de
reacción, el empuje y la acción del agua son opuestos. Este empuje es consecuencia de la diferencia de ve-
locidades entre la entrada y la salida del agua en el rodete, según la proyección de la misma sobre la per-
pendicular al eje de giro.
Atendiendo a la dirección de entrada del agua en las turbinas, éstas pueden clasificarse en: a) Axiales ;
b) Radiales (centrípetas y centrífugas) ; c) Mixtas ; d) Tangenciales

Fig I.2.a.- Acción Fig I.2.b.- Reacción

En las axiales, (Kaplan, hélice, Bulbo), el agua entra paralelamente al eje, tal como se muestra en la
Fig I.3a.
En las radiales, el agua entra perpendicularmente al eje, Fig I.3.b, siendo centrífugas cuando el agua
vaya de dentro hacia afuera, y centrípetas, cuando el agua vaya de afuera hacia adentro, (Francis).
En las mixtas se tiene una combinación de las anteriores.
En las tangenciales, el agua entra lateral o tangencialmente (Pelton) contra las palas, cangilones o
cucharas de la rueda, Fig I.3.c.
 Turbinas de eje horizontal
Atendiendo a la disposición del eje de giro, se pueden clasificar en: 
 Turbinas de eje vertical

Fig I.3.a) Turbina axial; b) Turbina radial; c) Turbina tangencial
TH.I.-3

I.3.- DESCRIPCIÓN SUMARIA DE ALGUNOS TIPOS DE TURBINAS HIDRÁULICAS

Turbinas de reacción

- Turbina Fourneyron (1833), Fig I.4, en la que el rodete se mueve dentro del agua. Es una turbina
radial centrífuga, lo que supone un gran diámetro de rodete; en la actualidad no se construye.
- Turbina Heuschel-Jonval, Fig I.5, axial, y con tubo de aspiración; el rodete es prácticamente inacce-
sible; en la actualidad no se construye.

Fig I.4.- Turbina Fourneyron Fig I.5.- Turbina Heuschel-Jonval Fig I.6.- Turbina Francis

Fig I.7.- Turbinas Kaplan
- Turbina Francis (1849), Fig I.6; es radial centrípeta, con tubo de aspiración; el rodete es de fácil ac-
ceso, por lo que es muy práctica. Es fácilmente regulable y funciona a un elevado numero de revolucio-
nes; es el tipo más empleado, y se utiliza en saltos variables, desde 0,5 m hasta 180 m; pueden ser, len-
tas, normales, rápidas y extrarápidas.
- Turbina Kaplan (1912), Fig I.7; las palas del rodete tienen forma de hélice; se emplea en saltos de
pequeña altura, obteniéndose con ella elevados rendimientos, siendo las palas orientables lo que implica
paso variable. Si las palas son fijas, se denominan turbinas hélice.

Turbinas de acción.- Estas turbinas se empezaron a utilizar antes que las de reacción; entre ellas
se tienen:
- Turbina Zuppinger (1846), con rueda tangencial de cucharas
- Turbina Pelton, Fig I.8, es tangencial, y la más utilizada para grandes saltos
- Turbina Schwamkrug, (1850), radial y centrífuga, Fig I.9
- Turbina Girard, (1863), Fig I.10, axial, con el rodete fuera del agua; mientras el cauce no subía de
nivel, trabajaba como una de acción normal, mientras que si el nivel subía y el rodete quedaba sumergi-
do, trabajaba como una de reacción, aunque no en las mejores condiciones; en la actualidad no se utiliza.
- Turbina Michel, o Banki,Fig I.11; el agua pasa dos veces por los álabes del rodete, construido en
forma de tambor; se utiliza para pequeños y grandes saltos.

TH.I.-4

Fig I.8.- Turbina Pelton

Fig I.9.- Turbina Schwamkrug

Fig I.10.- Turbina Girard

Fig I.11.- Turbina Michel o Banki

I.4.- ESTUDIO GENERAL DE LAS TURBINAS HIDRÁULICAS

Movimiento del agua.- Para estudiar el movimiento del agua en las turbinas hidráulicas, se utiliza
una nomenclatura universal que define los triángulos de velocidades, a la entrada y salida del rodete, de
la forma siguiente:

TH.I.-5

r
u es la velocidad tangencial o periférica de la rueda
r
c es la velocidad absoluta del agua
r
w es la velocidad relativa del agua
r r
α es el ángulo que forman las velocidades u y c
r r
β es el ángulo que forman las velocidades u y w
El subíndice 0 es el referente a la entrada del agua en la corona directriz o distribuidor
El subíndice 1 es el referente a la entrada del agua en el rodete
El subíndice 2 es el referente a la salida del agua del rodete
El subíndice 3 es el referente a la salida del agua del tubo de aspiración
r r
El agua entra en el distribuidor con velocidad c 0 y sale del mismo con velocidad c 1 , encontrándose
con el rodete que, si se considera en servicio normal de funcionamiento, se mueve ante ella con una velo-
r
cidad tangencial u1 .
r
El agua que sale del distribuidor penetra en el rodete con velocidad absoluta c 1 y ángulo α1 .
La velocidad relativa forma un ángulo β 1 (ángulo del álabe a la entrada), con la velocidad periférica
r
u1 ; la velocidad relativa a lo largo del álabe es, en todo momento, tangente al mismo.
r
Puede suceder que el rodete inicie un aumento de la velocidad periférica u de tal forma que la nueva
r r
velocidad u1' > u1 sea la velocidad de embalamiento; en esta situación el agua golpearía contra la cara
r
posterior de los álabes al desviarse la velocidad relativa w1 en relación con la tangente al álabe, y la
fuerza tangencial se vería frenada por la fuerza de choque; aunque el rodete gire sin control y sin regula-
ción, existe una velocidad límite de embalamiento tal que u1'= (1, 2,2) u1 , por lo que el rodete no au-
8÷
menta indefinidamente su velocidad.
r r r
A la salida, el agua lo hace con una velocidad absoluta c 2 siendo w 2 y u 2 las velocidades relativa y
tangencial, respectivamente.

Fig I.12.- a) Nomenclatura de los triángulos de velocidades; b) Velocidad de embalamiento

Pérdidas de carga.- Las pérdidas de carga que tienen lugar entre los niveles del embalse y el canal
de desagüe, aguas abajo de la turbina, se pueden resumir en la siguiente forma, Fig I.13:
ht es la pérdida de carga aguas arriba de la turbina, desde la cámara de carga (presa), hasta la sec-
ción de entrada en el distribuidor de la turbina; esta pérdida no es imputable a la turbina, siendo despre-
ciable en las turbinas de cámara abierta; en cambio, en las turbinas de cámara cerrada, con largas
tuberías con corriente forzada de agua, sí son importantes.
hd es la pérdida de carga en el distribuidor
hd´ es la pérdida de carga entre el distribuidor y el rodete, sobre todo por choque a la entrada de la rue-
da
hr es la pérdida de carga en el rodete

TH.I.-6

hs es la pérdida de carga en el tubo de aspiración
hs’ es la pérdida de carga a la salida del difusor, por ensanchamiento brusco de la vena líquida; según
Belanguer es de la forma:

( c3 - c a ) 2 c2
'
hs = = {ca → 0} ≅ 3
2g 2g

M

Fig I.13.- Pérdidas hidráulicas en la turbina de reacción Fig I.14

La potencia efectiva Hef es la energía hidráulica generada en la turbina y se calcula teniendo en
cuenta la Fig I.14; tomando como plano de referencia el AA', aplicando la ecuación de Bernoulli a los
puntos (1) y (2), e igualando ambas expresiones, se tiene:

p1 c2 
Punto 1: H = ( Hs + H r ) + + 1 + hd + ht
γ 2g  p1 - p 2 c2 - c2
 ⇒ Hef = H r + + 1 2 - hr
p2 c2 γ 2g
Punto 2: H = H s + + 2 + H ef + hr + hd + ht 
γ 2g 

en la que Hef interesa sea lo más elevada posible; los valores de c1 y c2 son teóricos.

Si no hay pérdidas mecánicas, Nef = N, siendo N la potencia generada en la turbina.
2 2
Las diferencias de presiones y velocidades: p1 - p2 ; c 1 - c 2 , deben ser grandes, para lo cual c2 y p2 de-
ben tender a cero.

 Turbinas de acción: p1 = p2
Se cumple que: 
 Turbinas de reacción: p1 > 0 ; p 2 < 0

I.5.- DIAGRAMAS DE PRESIONES

Los diagramas de presiones permiten conocer las variaciones de los diferentes tipos de energía en
cada punto de la turbina. Hay que tener en cuenta que si la turbina está instalada sin tuberías de cone-
xión, es una turbina de cámara abierta Hn = H, mientras que si existen tuberías de conexión es una tur-
bina de cámara cerrada Hn = H - ht

TH.I.-7

Diagrama de presiones en la turbina de reacción.- De acuerdo con la Fig I.15, aplicando Ber-
noulli al punto (1) de entrada del agua en el rodete, con pérdidas hidráulicas, respecto al nivel aguas aba-
jo, se obtiene:

2 z = Hs+ Hr
p1 c1
H = Hs + Hr + + + hd + ht = p c2 =z +x
γ 2g x = 1 + 1 + hd + ht
γ 2g

Aplicando Bernoulli entre los puntos (2) salida del rodete y (3) salida del tubo de aspiración se tiene:
p2 c2 p c2
Punto 2: H = Hs + H ef + + 2 + ht + hr + hd ⇒ H ef = H - Hs - 2 - 2 - ( ht + hd + hr )
γ 2g γ 2g
c 2 c 2
Punto 3: H = Hef + 3 + ht + hr + hd + hs ⇒ H ef = H - 3 - ( ht + hd + hr + hs )
2g 2g

Igualándolas se determinan las pérdidas hs en el tubo de aspiración, en el que se puede suponer
c 3 ≅ 1 m/seg :
p2 c2 - c 2 y considerandoc → despreciable p2 c2
hs = H s + + 2 3 → hs = Hs +
3
 + 2
γ 2g γ 2g

Hef 2
c2
H p h + hd + hr
La relación entre la altura efectiva y la total es: = 1- s - 2 - - t
H H γH 2 gH H

Fig I.15.- Diagrama de presiones en la turbina de reacción

Si a la turbina de reacción se quita el tubo de aspiración: p2 = patm = 0; aplicando Bernoulli en el punto
(2) de la Fig I.17 resulta:

2
c2 c2
H = Hs + 0 + + H ef + ht + hd + hr ; Hef = H − H s - 2 - ( ht + hd + hr )
2g 2g

Hef 2
c2
H h + hd + hr
La relación entre la altura efectiva y la total es: =1- s - - t
H H 2g H H
p2
observándose que en una turbina con tubo de aspiración, esta relación sale mejorada en el término
γH
que es la energía correspondiente a la depresión originada a la entrada del tubo de aspiración; ésto hace
que la turbina de reacción no se emplee sin dicho tubo de aspiración.

TH.I.-8

Fig I.16.- Tubos de aspiración cilíndrico y troncocónico en la turbina de reacción

Fig I.17.- Diagrama de presiones de la turbina de reacción sin tubo de aspiración

Fig I.18.- Esquema de la turbina de reacción sin tubo de aspiración

Diagrama de presiones en la turbina de acción.- Aplicando Bernoulli a los puntos (1) y (2) del
esquema de la turbina representada en la Fig I.19, y tomando como referencia el nivel inferior, se obtie-
ne:
2
c1
Punto 1: H = Ha + H r + 0 + + ht + hd
2g
c2 2
c2
Punto 2: H = Ha + H ef + 0 + 2 + ht + hd + hr ⇒ Hef = H - H a - - ( ht + hd + hr )
2g 2g

Hef 2
c2
H h + hd + hr
= 1- a - - t
H H 2g H H

en la que la altura Ha (entre la salida del rodete y el nivel inferior) no se aprovecha
TH.I.-9

Fig I.19.- Pérdidas en la turbina de acción

Fuerza que ejerce el agua a su paso entre los álabes.- Supondremos que el rotor se mueve con
r r
una velocidad periférica u ; el agua entra en el rodete con una velocidad relativa w1 y sale del mismo con
r
una velocidad relativa w 2 variando esta velocidad al paso por los álabes, por lo que existe una fuerza F
que realiza esta operación acelerativa cuyas componentes son, Fig I.20:

Fig I.20.- Movimiento del agua en las turbinas hidráulicas; triángulos de velocidades

Δ wn γQ G ( w1 cos β1 - w 2 cos β 2 ) γ Q ( w1 cos β1 - w2 cos β 2 )
X = m jx = m = G Δwn = Δw n = =
t g g g g

Δwm γQ G ( w1sen β 1 - w 2 sen β 2 ) γ Q ( w1 sen β1 - w2 sen β 2 )
Y = m jy = m = G Δwm = Δwm = =
t g g g g

siendo G el gasto en kg/seg y Q el caudal en m3/seg.

Fuerza F originada por la aceleración: F = X2+Y 2 =

2 2
G ( w1 cos β1 - w2 cos β 2 ) 2 + ( w1 sen β1 - w 2 sen β 2 ) 2 G w1 + w2 - 2 w1 w 2 cos ( β 1 - β 2 )
= =
g g

G u ( w1 cos β 1 - w 2 cos β 2 ) γ Q u ( w1 cos β 1 - w 2 cos β 2 )
La potencia efectiva es: Nef = X u = =
g g
que sirve para cualquier tipo de turbina.

En la turbina de reacción la potencia se genera a causa de la variación de la presión entre la entrada
y la salida, teniendo lugar una aceleración de w1 a w2 ⇒ w2 > w1.
TH.I.-10

En la turbina de acción el agua circula libremente en las cazoletas, produciéndose un frenado por lo
que w2 < w1, siendo la velocidad de salida: w2 = ψ w1, con (ψ < 1).

I.6.- COEFICIENTES ÓPTIMOS DE VELOCIDAD

Las velocidades u1, c1n, u2 y c2n no se pueden elegir al azar, si es que con ellas se desea obtener el
máximo rendimiento. Para un tipo determinado de turbina, los ensayos efectuados en el Laboratorio so-
bre modelos reducidos, permiten determinar para diferentes valores del salto neto Hn los valores de las
velocidades para los que se obtiene el máximo rendimiento; con objeto de evitar ensayar todos los modelos
y tipos de turbinas, para todos los valores posibles del salto neto, se opera con independencia del salto Hn
mediante la determinación de los coeficientes óptimos de velocidad; para ello, se parte de las siguientes
relaciones:

u1 = ξ1 2 g H n ; c1 = ϕ 1 2 g H n ; w1 = λ1 2 g H n ; c 1n = µ1 2 g H n ; c1m = k1m 2 g H n

u 2 = ξ 2 2 g Hn ; c2 = ϕ 2 2 g H n ; w 2 = λ 2 2 g H n ; c2 n = µ 2 2 g Hn ; c 2m = k2 m 2 g H n

lo que equivale a definir dichas velocidades óptimas, como fracciones de la velocidad absoluta disponible,
observándose que para cuando H n = 1 estas velocidades son:
2g
u1 = ξ1 ; c1 = ϕ 1 ; w1 = λ1 ; c 1n = µ1 ; c1m = k1 m

u2 = ξ 2 ; c2 = ϕ 2 ; w2 = λ 2 ; c2 n = µ 2 ; c 2 m = k2 m

que proporcionan un medio para determinar los valores de los coeficientes óptimos de velocidad para
cada tipo de turbina; en efecto, bastará con ensayar todos los tipos bajo el salto común H n = 1 hasta
2g
obtener, para cada turbina, los valores de u1, c1, w1, c1n, ... u2, c2, w2, c2n,... que permitirán determinar el
máximo rendimiento, y que coincidirán con los coeficientes óptimos de velocidad, correspondientes al tipo
ensayado.
u1 c w c c u c w c c
Como: = 1 = 1 = 1n = 1 m = .... = 2 = 2 = 2 = 2 n = 2 m = 2 g H n , los triángulos
ξ1 ϕ1 λ1 µ1 k1m ξ2 ϕ2 λ2 µ2 k2 m
de velocidades a la entrada y a la salida serán semejantes a los triángulos de los coeficientes de velocida-
des correspondientes, siendo la razón de semejanza igual a 2 g Hn .

I.7.- GRADO DE REACCIÓN

Por definición, el grado de reacción σ es la relación existente entre la altura de presión en el rodete y
la altura Hn en la forma:
p1 - p 2  p1 - p2
Altura de presión en el rodete : + Hr  + Hr
γ γ c2- c2
 ⇒ σ= = 1 - 1 2 = 1 - ( ϕ1 - ϕ 2 ) ⇒
2
p1 - p2 c2- c2 Hn 2 g Hn 2
Hn = + 1 2 + Hr 
γ 2g 
⇒ ϕ1 = (1 - σ ) + ϕ 2
2

2 2
c1 - c 2 2 2
c1 - c 2
o también : H n = σ H n + ; Hn = ⇒ c1 = 2
2 g Hn (1 - σ ) + c2 2
; ϕ1 = ( 1 - σ ) + ϕ 2
2g 2 g( 1 - σ )

Para una turbina ficticia en la que c1 = c2 el grado de reacción sería σ = 1

TH.I.-11

Hr c2 - c 2
Para una turbina de acción: p1 = p2 = 0 ⇒ σ = ≅ 0 ⇒ Hn = 1 2
Hn 2g

 p1 - p2
 Energía de presión: σ Hn = γ
+ Hr (Fenómeno de reacción)
El salto Hn es la suma de: 
c2 - c 2
 Energía dinámica: 12 g 2


I.8.- ECUACIÓN FUNDAMENTAL DE LAS TURBINAS, RENDIMIENTOS Y POTENCIAS

Para determinar la ecuación fundamental de las turbinas, (y en general para cualquier turbomáqui-
na), considerando los puntos (1) y (2), se tiene:

p1 c2   c2 - c 2 p -p
H = Hs + H r + + 1 + hd + ht   H ef = 1 2 + 1 2 + Hr - hr ( con pérdidas )
γ 2g Igualándolas 2g γ
2  →   2 2
p2 c2 c1 - c 2 p1 - p 2
H = Hs + + + Hef + hr + hd + ht   H ef = + + Hr ( sin pérdidas )
γ 2g   2g γ

y aplicando el Teorema de Bernoulli al fluido en rotación entre (1) y (2), y como z1 - z 2 = Hr, se obtiene la
energía de presión en el rodete, en la forma:

p1 w2 u2 p w2 u2 p w2 u2 p w2 u2
+ z1 + 1 - 1 = 2 + z2 + 2 - 2 + hr ⇒ 1 + Hr + 1 - 1 = 2 + 2 - 2 + hr
γ 2 g 2g γ 2g 2g γ 2g 2g γ 2g 2 g

2 2 2 2
 w 2 - w1 u2 - u1
 - - H r ( sin pérdidas )
p1 - p2 2g 2g
= 2 2 2 2
γ w - w1 u2 - u1
 2 - - ( Hr - hr ) ( con pérdidas )
 2g 2g

La ecuación fundamental de las turbinas, queda en la forma:

c1 - c 2
2
2 w 2 - w1
2 u 2- u2 2 2 2
w1 = c1 + u1 - 2 c1 u1 cos α 1 c u cos α 1 - c 2 u2 cos α 2
H ef = + 2 + 1 2
= 2 = c 2 + u 2 - 2 c u cos α = 1 1 =
2g 2g 2g w2 2 2 2 2 2 g

c1n u1 - c 2 n u2 c u -c u
= = η hid Hn ⇒ ηhid = 1 n 1 2 n 2
g g Hn

El rendimiento hidráulico de la turbina en función de los coeficientes óptimos de velocidad, suponiendo
una entrada en la rueda sin choque, viene dado por:

u1 c1n - u 2 c 2n u1 = ξ1 2 g H n ; u2 = ξ 2 2 g H n
ηhid = = = 2 (ξ1 µ1- ξ2 µ2 )
g Hn c1n = µ 1 2 g Hn ; c2 n = µ 2 2 g Hn

Para turbinas helicoidales, Kaplan, hélice, bulbo, etc, se tiene: ξ1 = ξ2 ⇒ η hid = 2 ξ 1 ( µ1 - µ 2 )

c =c ⇒ µ = ϕ1
Para una turbina Pelton:  c1 = c1n ⇒ µ1 = ϕ ⇒ η hid= 2 ξ 1 ( ϕ 1 - ϕ 2 )
 2 2n 2 2

Para que dos turbinas tengan el mismo rendimiento hidráulico, basta que tengan iguales sus coefi-
cientes óptimos de velocidad, con lo que a su vez tendrán semejantes los triángulos de velocidades a la en-
trada y a la salida.

TH.I.-12

2 2
c1 - c 2
Grado de reacción: 1 - σ = = ϕ1 - ϕ 2
2
2
2 g Hn

Rendimiento máximo.- Para que el rendimiento hidráulico de la turbina sea máximo, interesa que
c u cos α 1 r r
lo sea Hef, lo que sucede cuando α2 = 90º ⇒ η hidmáx = 1 1 , por lo que las direcciones de u 2 y c 2
g Hn
tienen que ser sensiblemente perpendiculares

2
2 ϕ 1 cos α 1
c1 u1 cos α 1 c1 u1 cos α 1 c1
c1 = ϕ1 2 g H n = Hn = = ϕ1 2 ⇒ )η hidmá x =
g η hidmá x η hidmáx u1 η hidmáx

u1 η hidmáx η hidmáx
)η hidm áx = =
c1 2 cos α
2 ϕ1 1
2
2 {( 1 - σ ) - ϕ 2 } cos α 1

Número de revoluciones del rodete.- En condiciones de rendimiento máximo el número de r.p.m.
del rodete es:

η hidmá x H n g η hidm áx Hn g 2 g Hn η hid π D1n
u1 = = c1 = ϕ 1 2 g Hn = = m áx
=
c1 cos α 1 ϕ1 2 g Hn cos α 1 2 ϕ 1 cos α 1 60

60 2 g Hn η hid 30 2 g η hid Hn Hn
n= m áx
= má x *
= ns
2 π D1ϕ 1 cos α 1 π ϕ 1 cos α 1 D1 D1

siendo: ns* = n, para: D1 = 1 m y Hn = 1 m.

Rendimientos hidráulico, volumétrico, orgánico y global.- En las turbinas hidráulicas, las
pérdidas se pueden clasificar en la siguiente forma:

- Pérdidas de carga debidas al frotamiento del agua en la turbina (distribuidor y rodete), movimientos
turbulentos, viscosidad y rugosidad de las paredes; las pérdidas que hasta este momento se han conside-
rado son de este tipo, y a ellas corresponde el rendimiento hidráulico de la forma:

N ef u c -u c
ηhid = = 1 1n 2 2n
Nn g Hn

- Pérdidas de caudal q debidas a las fugas entre el estator (distribuidor), y la rueda móvil, a las que
corresponde el rendimiento volumétrico:

Qrodete Q Q-q
ηvol = = r = > 0 ,95
Qdistribuidor Q Q

- Pérdidas por rozamiento mecánico, en los órganos de transmisión tales como cojinetes y pivotes,
por ventilación y por arrastre de los aparatos auxiliares como taquímetros, bombas de aceite, etc., co-
rrespondiendo a estas pérdidas el rendimiento orgánico o mecánico (pérdidas mecánicas):

N - Nroz mec
ηorg = N = e
Ne Ne
TH.I.-13

en la que la potencia útil, o potencia al freno, es igual a la potencia efectiva menos las pérdidas de poten-
cia por rozamiento mecánico.
La potencia útil es la potencia que se tiene en el eje, a la salida de la turbina:

N ef
N = Nef η mec = ηhid = = N n η hid ηmec = γ Q Hn η hid η mec = γ Q H nη
Nn

La potencia generada en la turbina es: Nef = γ Q Hn η hid = γ Qr H ef

 u1 c1n - u 2 c 2n
 De la instalación: ηhid inst = gH
Otros rendimientos manométricos son:  u1 c1n - u 2 c2 n
 Del rodete: η hid rod = g ( H + h )
 ef r

I.9.- CAUDAL

Si Q es el caudal que circula por el distribuidor, Qr el que circula por la rueda y Ωd es la sección trans-
versal del compartimento entre álabes a la salida del distribuidor, el valor de Q es:

p1 - patm
Q = µ d Ω d c1 = µ d Ω d 2 g ( H d - )
γ
siendo µd el coeficiente de contracción del agua para esta sección.
El caudal Qr que circula por el rodete es: Qr = Q - q , siendo q el caudal que se pierde por fugas en los
intersticios existentes entre el distribuidor y el rodete; con esta matización se tiene que el caudal entran-
te en la rueda es el mismo que sale, es decir QE = QS, obteniéndose:

A la entrada : QE = Q - q = µ 1 Ω 1 w1  µ d Ω d c1
A la salida: QS = Q - q = µ 2 Ω 2 w 2  ⇒ µ d Ω d c1 = µ 1 Ω 1 w1 = µ 2 Ω 2 w 2 ⇒ w 2 = µ 2 Ω 2


y la ecuación fundamental queda en la forma:

D1 D
g H nη hid = c1 u1 cos α 1 = u1 = u 2 = {u 2 = w2 cos β 2 } = w 2 cos β 2 1 =
D2 D2
D1 µ Ω c µ d Ω d D1
= c1 w2 cos β 2 cos α 1 = w 2 = d d 1 2
= c1 cos α 1 cos β 2
D2 µ 2 Ω2 µ 2 Ω 2 D2
y como prácticamente α 1 y β 2 están próximos a 0º y 180º, respectivamente, se pueden hacer (en valor ab-
soluto) las siguientes aproximaciones:

ηhid ≅ cos β 2 cos α 1 
2 Ω D1 Ω D1 Ω2 D
µd  ⇒ g H n = c1 d = 2 g H n(1 - σ ) d ⇒ = 2 (1 - σ ) 1
≅ 1 Ω 2 D2 Ω 2 D2 Ωd D2
µ2 

que proporciona una relación aproximada entre las secciones y el grado de reacción σ.
Ω2
Si la turbina es de tipo hélice : D1 = D2 ⇒ = 2 (1 - σ )
Ωd
Ω2 D
Si la turbina es de acción : σ = 0 ⇒ = 2 1
Ωd D2
Suponiendo que el ancho del canal de paso entre los álabes del distribuidor es a y la altura de los ála-
bes b, siendo Z el numero de éstos, el caudal viene dado por: Q = a b Z c1.
TH.I.-14

I.10.- VELOCIDAD SINCRÓNICA Y DE EMBALAMIENTO

Velocidad sincrónica.- En general una turbina va acoplada a un alternador que ha de generar
electricidad a una determinada frecuencia, que en España es de 50 ciclos por segundo, por lo que su velo-
cidad debe ser tal que, conjugada con el número de pares de polos, produzca esta frecuencia.
La relación que liga la velocidad del alternador n con el número de pares de polos z y con la frecuencia
f de la corriente en ciclos por segundo es:

f = zn ⇒ Para f = 50 ciclos por segundo : z n = 3000
60
Las velocidades que cumplen la condición anterior se llaman velocidades sincrónicas; así, una turbi-
na acoplada directamente a un alternador ha de tener una velocidad sincrónica de la forma:

Para: z = 1, n = 3.000 rpm ; z = 2, n = 1.500 rpm ; z = 3, n = 1.000 rpm ; z = 4, n = 750 rpm

Velocidad de embalamiento.- Se entiende por velocidad de embalamiento, aquella a turbina des-
cargada y con el distribuidor abierto; suele ser 1,8 a 2,2 veces la velocidad de régimen según el tipo de
turbina. Si se supone a la turbina en régimen estacionario (funcionamiento normal) y por cualquier cir-
cunstancia desaparece la carga y el regulador no actúa, la turbina se acelera; cuando funciona a la velo-
cidad de régimen, el par motor es igual al par resistente, y la ecuación del movimiento de los rotores es
de la forma:

v
I dw = Cm - Cr = 0, por ser la velocidad angular w constante
dt
'
Al desaparecer la carga, el par resistente disminuye hasta otro valor Cr producido por las resisten-
cias pasivas, que es muy pequeño, por lo que: I dw >> 0 , y la velocidad se embalará nuevamente hasta
dt
que Cr = Cm alcanzándose teóricamente una velocidad muy elevada.

Sin embargo, en la práctica esta velocidad alcanza valores comprendidos entre 1,8 a 2,2 veces la
velocidad de régimen, ya que cuando el rodete gira a la velocidad de régimen, la velocidad relativa de en-
trada del agua en la turbina es tangente al álabe a la entrada.

Fig I.21.- Triángulo de velocidades a la entrada y velocidad de embalamiento

r
Al cesar la carga sin actuar el regulador, la velocidad c 1 sigue igual en magnitud y dirección, Fig I.21,
r r' r r'
pero u1 aumenta hasta u1 , con lo que w1 se convierte en w1 , y ya no es tangente al álabe a la entrada.
r' r' r' r'
Como w1 se puede descomponer en w1t tangente al álabe y en w1c perpendicular a w1t que se conoce
como componente de choque, la cual se opone al movimiento produciendo un frenado, impide que la velo-
cidad de embalamiento alcance valores excesivos, siendo:
nmáx < 1,8 n , para las turbinas de acción (Pelton) ; nmáx < 2 n , para las turbinas de reacción (Francis)
nmáx < 2,2 a 2,4 n , para las turbinas hélice (Kaplan)
TH.I.-15

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